Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

170

Transcript of Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Page 1: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica
Page 2: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Tiberiu Nicolae MACARIE

Page 3: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Referenţi ştiinţifici: Prof.dr.ing. Gheorghe CIOLAN-Universitatea „ Transilvania” Braşov. Prof.dr.ing. Dumitru CRISTEA-Universitatea din Piteşti. Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale MACARIE TIBERIU NICOLAE Automobile. Dinamica Tiberiu Nicolae Macarie-Piteşti. Editura Universităţii din Piteşti, 2003. p; cm Bibliogr. ISBN 973-690-144-0

Editura Universităţii din Piteşti Str. Târgul din Vale nr.1. 0300 PITEŞTI Tel (Fax):0248 216448 Consilier Editorial: C. ŢIBRIAN Director Editură: D. CHIRLEŞAN Tehnoredactare: Tiberiu-Nicolae MACARIE Grafica: Tiberiu-Nicolae MACARIE Coperta: Ing. Cătălin RĂPIŢEANU

Page 4: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică………………………………………………………………………………………………. MOTTO: La façon de donner vaut mieux que ce qu'on donne(CORNEILLE) CUVÂNT ÎNAINTE

Prezenta lucrare constituie prima parte a cursului de Automobile, de la

specializarea Automobile , cursuri de scurtă durată (3 ani) şi este destinată studenţilor acestei specializări. Lucrarea este utilă şi studenţilor de la specializarea Autovehicule Rutiere şi specialiştilor care îşi desfăşoară activitatea în transporturile rutiere.

La redactarea lucrării am căutat să prezint, într-o formă cât mai simplă, legătura naturală dintre automobil şi mediu, comportarea automobilului, influenţată de caractersiticile sale funcţionale şi constructive şi de modul în care conducătorul intervine asupra sa prin stilul de conducere.

Am căutat, de asemenea, ca prin forma grafică de prezentare să fac manualul mai atractiv pentru cei cărora li se adresează.. Această manieră de prezentare este rezultatul experienţei didactice dobândite până în prezent şi ea vrea să furnizeze cunosţinţe de dinamica automobilului, care pot apărea, la o primă citire, ca fiind reci şi neatrăgătoare..Pot să arât că, odată trecut primul prag, studentul, dar nu numai el, o să găsească o lume deosebit de frumoasă, care este lumea automobilului în mişcare, cu tot ceea ce presupune aceasta….

Cu privire la calitatea şi cantitatea noţiunilor prezentate responsabilitatea îmi aparţine în totalitate. Cu siguranţă că se vor găsi persoane care vor fi generoase să aprecieze efortul sau să-mi facă unele sugestii pe marginea celor citite sau văzute, sigur că vor fi persoane care vor aprecia stilul pe care încerc să-l introduc într-un manual de specialitate, sigur că vor fi persoane nemulţumite care vor avea ceva de reproşat…. Tuturor le mulţumesc pentru atenţia acordată şi poate că, într-o ediţie viitoare, o să încerc să ţin seama de toate, mai ales de părerile critice …..

Mulţumesc domnilor referenţi, prof.dr.ing. Dumitru CRISTEA, şeful Catedrei Automobile de la Universitatea din Piteşti şi prof.dr.ing. Gheorghe CIOLAN, titularul cursului "Dinamica autovehiculelor" de la Universitatea "Transilvania" Braşov, pentru timpul acordat citirii manuscrisului şi al observaţiilor pertinente făcute înainte de tipărire, observaţii de care am ţinut seama la redactarea formei finale a lucrării de faţă.

Mulţumesc familiei pentru încurajarea primită permanent la finalizarea acestei cărţi.

Piteşti, iulie 2003 Tiberiu Nicolae MACARIE

Page 5: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica……………………………………………………………………………………………

1

CUPRINS-

CUVÂNT ÎNAINTE Schema Capitol 1…………………………………………………pag.5 Capitolul 1 -Organizarea generală a automobilelor- -1.1. Organizarea automobilelor…………………………pag.6 -1.2. Destinaţia şi clasificarea automobilelor…………….pag.8

-1.3. Dimensiunile principale şi capacitatea de trecere a automobilelor…………………...pag.12 1.3.1. Caracterisiticile geometrice ale

capacităţii de trecere……………………………pag.13 -1.4. Organizarea transmisiei automobilelor……………..pag.17 -1.4.1. Organizarea transmisiei autoturismelor….. pag.17 -1.4.2. Organizarea transmisiei autobuzelor…….. .pag.21 -1.4.3 Organizarea transmisiei autocamioanelor… .pag.23 -1.5.Roţile pentru automobile……………………………...pag.25 -1.5.1. Construcţia roţilor………………………….pag.25 -1.5.2. Razele roţilor de automobil

şi simbolizarea pneurilor………………………… .pag.26 -1.6. Greutatea şi capacitatea de încărcare

a automobilului… …………………………………………pag.29 1.6.1. Centrul de greutate. Coordonatele centrului de greutate…………………………….. .pag.31

Test evaluare Capitolul 1………………………………….pag.34 Schema Capitol 2…………………………………………………….pag.35

Capitolul 2-Autopropulsarea automobilului 2.1.-Rezistenţa la rulare……………………………………. Pag.36 2.1.1. Echilibrul roţii nemotoare……………………pag.38 2.2. Rezistenţa aerului……………………………………… pag.40 2.3. Rezistenţa la demarare………………………………… pag.42 2.4. Rezistenţa la pantă…………………………………….. pag.46 2.5. Momentul la roata motoare……………………………. Pag.48 2.6. Echilibrul roţii motoare…………………………………pag.50 2.7. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie

a automobilului, bilanţul de tracţiune şi bilanţul de putere…………………………………………pag.51

2.8. Forţe de contact între pneu şi calea de rulare…………..pag.55 2.8.1.Cercul aderenţei şi elipsa de echiaderenţă……pag.57 2.9. Reacţiunile normale ale căii asupra punţilor automobilului……………………………………pag.60 Test evaluare Capitolul 2…………………………………pag.67

Page 6: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica……………………………………………………………………………………………

2

Schema Capitol 3………………………………………………pag.68 Capitolul 3-Calculul de tracţiune-26 pag 3.1.Randamentul transmisiei……………………………….pag.69 3.2.Determinarea caracteristicii exterioare a motorului…… pag.71 3.2.1.Alegerea tipului motorului………………….. pag.71 3.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii

exterioare……………………………………… ….pag.72 3.3. Calculul caractersiticii exterioare necesare……………pag.76 3.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere

ale transmisiei………………………………………………pag.80 3.4.1. Determinarea raportului de transmitere a transmisiei principale…………………………..….pag.81

3.5. Determinarea raportului de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze…………………………….pag.82 3.6. Determinarea numărului de trepte şi calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze……………pag.85 3.6.1. Determinarea numărului de trepte din cutia de viteze………………………………pag.86 3.7. Caractersitica puterilor…………………………………pag.89 Test evaluare Capitolul 3……………………………………pag.92

Schema Capitol 4………………………………………………….…pag.93 Capitolul 4-Performanţele automobilului

4.1. Demararea automobilului………………………………pag.94 4.1.1. Caractersitica forţei la roată……………….…pag.95 4.1.2. Caractersitica dinamică………………………pag.98

4.1.3. Caractersitica acceleraţiilor………………...pag.101 4.1.4. Caractersitica timpului de demarare……….pag.103 4.1.5. Caractersitica spaţiului de demarare……. ....pag.105

4.2. Frânarea automobilului…………………………… ….pag.109 4.2.1. Echilibrul roţii frânate………………………pag.109 4.2.2. Ecuaţia de mişcare a automobilului frânat….pag.110 4.2.3. Determinarea deceleraţiei maxime ……….pag.112 4.2.4. Determinarea spaţiului de frânare minim….pag.113 4.2.5. Determinarea timpului de frânare minim…pag.114 4.2.6. Frânarea pe drum orizontal la

mersul rectiliniu…………………………………pag.115 Test evaluare Capitolul 4…………………………………pag.121

Schema Capitol 5…………………………………………………pag.122

Capitolul 5- Consumul de combustibil-11 pag 5.1. Parametrii consumului de combustibil………………pag.123

Page 7: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica……………………………………………………………………………………………

3

5.2. Caractersitica de consum a automobilului…………pag.125 5.3. Influenţa stilului de conducere asupra consumului de combustibil……………………pag.130 Test evaluare Capitolul 5………………………………pag.132

Schema Capitol 6………………………………………………pag.133

Capitolul 6- Stabilitatea şi maniabilitatea automobilelor 6.1.Stabilitatea automobilului……………………………pag.134 6.1.1. Stabilitatea longitudinală a automobilului….pag.135 6.1.2. Stabilitatea transversală la mers rectiliniu…pag.139 6.1.3. Stabilitatea transversală la mersul în viraj…pag.143 6.2. Maniabilitatea automobilelor…………………………pag.147 6.2.1. Maniabilitatea în viraj………………………pag.14 6.3. Stabilitatea roţilor de direcţie…………………………pag.153 6.3.1. Unghiul de înclinare

longitudinală a pivotului…………………………pag.154 6.3.2. Unghiul de înclinare transversală a pivotului…………………………pag.155 6.3.3. Unghiul de cădere……………………….pag.157 6.3.4. Unghiul de convergenţă…………………pag..158

6.4. Sisteme electronice de control a tracţiunii şi frânării automobilului…………………………………pag.161 Test evaluare Capitolul 6………………………………pag.165

Bibliografie………………………………………………………pag.166 Anexe…………………………………………………………….pag.167

Page 8: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului 1.1.Organizarea automobilelor 1.2. Destinaţia şi clasificareaautomobilelor

1.3. Dimensiunile principale şi capacitatea de trecere a automobilului

1.4.Organizarea transmisiei automobilelor

Cap.1.Organizarea generală

a automobilului

1.5. Roţile pentru automobile

1.6. .Greutatea şi capacitatea de încărcare a automobilului 1.7. Test evaluare capitolul 1

Page 9: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului

1.1.Organizarea automobilelor

Automobilul este un vehicul rutier, autopropulsat, cu caroserie şi roţi, care se poate deplasa pe drumuri sau pe căi neamenajate. El este un ansamblu complex, constituit dint-un număr apreciabil de componente, care se intercondiţionează constructiv şi funcţional. Acestea pot fi grupate astfel: -motorul cu sistemele sale;

-transmisia (ambreiajul, cutia de viteze, cutia de distribuţie sau reductorul distribuitor, transmisia longitudinala, puntea sau punţile motoare); în funcţie de soluţia de organizare a tracţiunii automobilului unele din componentele transmisiei pot lipsi. -sistemele de conducere, care cuprind sistemul de direcţie şi sistemul de frânare; -sistemul de susţinere si propulsie, format din suspensie, şasiu sau cadru, punţi, sistemul de rulare; -caroseria;

-echipamentul electric si electronic; -instalaţiile şi dispozitivele auxiliare. Motorul, alături de transmisie, formează grupul motopropulsor al automobilului şi asigură punerea sa în mişcare. În motor energia chimică a combustibilului utilizat se transformă în energie mecanică transmisă roţilor motoare, prin intermediul transmisiei. Motorul 1, figura 1.1.1., este format din mecanismul motor (mecanismul bielă-manivelă şi mecanismul de distribuţie), din sistemele de alimentare, ungere şi răcire, din instalaţia de pornire şi instalaţia de aprindere (la motoarele cu aprindere prin scânteie). Automobilele au diferite surse energetice, majoritatea fiind motoare cu ardere internă, cu aprindere prin scânteie sau prin comprimare - m.a.s. sau m.a.c.. 1 2 3 4 5 6 M Fig.1.1.1.Schema grupului motopropulsor

Automobilele electrice folosesc energia electrică produsă la bordul automobilului (baterii de acumulatori sau pile de combustibil) sau energia electrică

Page 10: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului captată de la reţea (cazul troleibuzelor). În scopul reducerii poluării mediului şi a consumului de combustibil s-au realizat automobilele hibride, care folosesc ca sursă energetică un motor cu ardere internă şi / sau un motor electric.

O categorie specială de automobile sunt cele echipate cu turbină cu gaze, destinate atingerii unor viteze maxime pe sol (aproximativ 1200 km / h.)

Locul de amplasare a motorului influenţează comportarea şi caracteristicile automobilului. Motorul poate fi amplasat în partea din faţă ( la autoturisme şi autocamioane), între punţi ( la autobuze), între cabina şi caroserie (la autocamioane), deasupra sau în spatele punţii spate ( la autoturisme şi autobuze)

Transmisia are rolul să asigure transmiterea fluxului de putere de la motor la roţile motoare, asigurând propulsarea automobilului. Calităţile de tracţiune ale automobilului sunt influenţate de caracteristicile transmisiei, care poate fi mecanică, hidromecanică, hidrostatică sau electrică. Elementele componente ale transmisiei sunt prezentate în figura 1.1.1., semnificaţia notaţiilor fiind următoarea: 2-ambreiajul; 3- cutia de viteze; 4-cutia de distribuţie sau reductorul-distribuitor; 5- transmisia longitudinală; 6-reductorul central sau transmisia principală, diferenţialul şi transmisia la roţile motoare. Sistemul de direcţie şi sistemul de frânare constituie sistemele cu care conducătorul automobilului asigură conducerea în siguranţă, în regimul de deplasare dorit şi pe traiectoria comandată. Sistemul de frânare asigură şi staţionarea automobilului în siguranţă timp nelimitat. Sistemul de susţinere şi propulsie, format din suspensie (arcuri, elemente de ghidare, amortizoare), cadru (dacă este ansamblu distinct), punţi şi roţi, asigură susţinerea elastică a automobilului pe calea de rulare, constituie baza de susţinere a elementelor sale componente şi transformă mişcarea de rotaţie din transmisie în mişcare de translaţie a automobilului.

Caroseria constituie structura de rezistenţă şi de protecţie a pasagerilor sau a mărfurilor transportate şi, de cele mai multe ori, ea dă nota de personalitate şi de identificare a unei mărci de automobil. Se cunosc diferite tipuri de caroserii, cu propriile lor caracteristici, fiind uşor de identificat „familia” din care fac parte. La automobilele la care cadrul lipseşte, caroseria preia şi rolul acestuia, devenind caroserie portantă. Echipamentul electric şi electronic ocupa o pondere în continuă creştere în construcţia automobilului, asigurând creşterea confortului de conducere şi mărirea siguranţei în deplasare. Sistemele electronice asigură optimizarea proceselor de frânare, de conducere cu efort fizic minim, de stabilitate şi maniabilitate pentru automobil, corectând sau împiedicând eventualele erori de conducere. Aceste sisteme, cunoscute sub denumiri deja intrate în vocabularul de specialitate - ABS, ASR, ASC, EBS, etc- constituie, în prezent, aproximativ 30% din valoarea de cumpărare a autoturismelor moderne. Ele au debutat cu controlul electronic al funcţiilor motorului (aprindere, injecţie), au cumulat rolul monitorizării grupului motopropulsor şi culminează, în prezent, cu funcţii ce ţin de securitate (air-bag) şi ghidarea electronică în traficul rutier.

Page 11: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Instalaţiile şi dispozitivele auxiliare se întâlnesc numai la automobilele cu

destinaţie specială - autoateliere, autosanitare, automăturători, automacarale, autocisterne, autobasculante, automobile pentru pompieri, etc. 1.2. Destinaţia şi clasificarea automobilelor Clasificarea automobilelor se poate face în multe moduri, mai frecvent întâlnite fiind cele care au în vedere destinaţia, tipul transmisiei şi capacitatea de trecere.

În funcţie de destinaţie automobilele pot fi împărţite astfel: 1- automobile destinate transportului de persoane; 2- automobile destinate transportului de mărfuri; 3-automobile destinate unor servicii.

1. -automobilele destinate transportului de persoane, figura 1.2.1., pot fi

împărţite, la rândul lor, în două categorii: a)-autoturisme (maxim 8+1 locuri, inclusiv conducătorul auto), fig.1.2.1.a.

b)-autobuze, fig.1.2.1.b.

2- automobilele destinate transportului de mărfuri, figura 1.2.2., pot fi împărţite în : a)-autofurgonete ; b)-autofurgoane ; c)-autocamionete; d)-autocamioane.

3- automobilele destinate unor servicii au echipamente şi instalaţii care le permit să efectueze operaţii speciale, necesare în diferite domenii de activitate. Din această categorie fac parte : automacaralele, autocisternele, autobasculantele, autoatelierele, autofrigorificele, autogunoierele, automacaralele, autoizotermele, automobilele militare, etc.

Automobilele cu destinaţii multiple efectuează activităţi diverse. Ca exemple pot fi date automobilele pentru descarcerare, prevăzute cu instalaţii pneumatice, electrice şi hidraulice, de acţionat cleşti, foarfece, aparate electrice de sudură, sau autospeciala Unimog a firmei Mercedes, echipată cu instalaţii auxiliare, cu care pot fi executate numeroase activităţi: măturat străzi, săpat gropi, îndepărtat zăpada de pe carosabil, tăiat crengile copacilor, cosit iarba de pe marginea drumurilor, efectuarea unor munci agricole, tractarea vagoanelor de cale ferată, etc.

Page 12: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului O categorie aparte de automobile cu destinaţie specială sunt tractoarele pe roţi ca şi automobilele militare. Aceste automobile au anumite particularităţi constructive şi instalaţii speciale care sunt adecvate destinaţiei lor.

Fig.1.2.1.a. Clasificare autoturisme

Berlină

Cupeu

Coach

Limuzină

Station

Cu caroserie închisă

Autoturisme

Cu caroserie deschisă

Faeton

Roadster

Cu caroserie decapotabilă

Sedan

Page 13: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Microbuze(9-14 locuri) Autobuze mici (15-30 locuri) Autobuze Autobuze mijlocii (31-50 locuri) Autobuze mari ( peste 50 locuri) Fig.1.2.1.b. Clasificare autobuze Autofurgonete (caroserie închisă) Greutate utilă < 1.000 daN Autofurgoane (caroserie închisă) Greutate utilă < 2.000 daN Automobile destinate

transportului de mărfuri Autocamionete(caroserie deschisă) Greutate utilă < 1.000 daN

Normale Greutate utilă 2.000-4.000 daN

Autocamioane Grele

Greutate utilă 4.000-10.000 daN Foarte grele Greutate utilă peste 10.000 daN

Fig.1.2.2. Clasificarea automobilelor destinate transportului de mărfuri

Page 14: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului După destinţia lor autobuzele pot fi:

a)- urbane; b)- interurbane; c)- suburbane; d)- turistice.

După caracteristicile transmisiei folosite automobilele pot avea:

a)-transmisie mecanică; b)-transmisie hidromecanică; c)-transmisie hidrostatică; d)-transmisie electrică. e)-transmisie electromecanică. După modul de schimbare a treptelor de viteze transmisiile automobilelor pot fi: a)- neautomate; b)- semiautomate; c)- automate. După modul de transmitere a momentului motor la roţi automobilele pot fi: a)- cu tracţiunea pe o singură punte motoare; b)- cu tracţiunea pe toate punţile (tracţiune integrală). Din punctul de vedere al capacităţii de trecere, care caracterizează proprietatea automobilelor de a se deplasa pe diferite categorii de drumuri sau pe drumuri neamenajate, se întâlnesc următoarele categorii: a)- automobile cu capacitate de trecere normală ; b)- automobile cu capacitate de trecere mărită.

a) Automobilele cu capacitate de trecere normală sunt cele care se deplasează, în mod preponderent, pe drumuri amenajate, transmisia lor fiind organizată în varianta 4x2 (prima cifră reprezintă numărul total al roţilor automobilului; a doua cifră reprezintă numărul roţilor motoare).

b) Automobilele cu capacitate de trecere mărită sunt capabile să se deplaseze pe drumuri neamenajate. Ele au două sau mai multe punţi motoare, transmisia lor fiind organizată într-una din variantele 4x4, 6x6, 8x8.

Page 15: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului

1.3. Dimensiunile principale şi capacitatea de trecere a automobilului Dimensiunile principale se definesc în condiţia de repaus a automobilului, planul său de sprijin este orizontal, iar roţile au poziţia corespunzătoare mersului rectiliniu şi presiunea interioară a aerului din pneu indicată de fabricant.

Fig.1.3.1.Dimensiunile principale ale automobilului

În figura 1.3.1.sunt reprezentate principalele dimensiuni geometrice ale automobilului, conform STAS 6689/2 – 80.

Lungimea A, reprezintă distanţa dintre două plane verticale, perpendiculare pe planul logitudinal de simetrie al automobilului şi tangente la punctele extreme din faţă şi din spate. Toate elementele din faţa sau din spatele automobilului (cârlige de tracţiune, bare de protecţie, etc.) sunt incluse între aceste două plane.

Lăţimea l, reprezintă distanţa între două plane verticale şi paralele cu planul longitudinal de simetrie, tangente la automobil, de o parte şi de alta a sa. Toate organele laterale ale automobilului fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse între aceste plane.

Înălţimea vehiculului, H, reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi planul orizontal tangent la partea superioară a automobilului, fără încărcătură, cu pneurile umflate la presiunea indicată de producător.

Ampatamentul L, reprezintă distanţa dintre axele geometrice ale punţilor automobilului. În cazul automobilelor cu trei punţi ampatamentul se defineşte ca distanţa dintre axa punţii faţă şi jumătatea distanţei dintre axele celor două punţi din spate. Ampatamentul automobilelor cu mai mult de trei punţi se defineşte ca suma distanţelor consecutive dintre axele punţilor, începând cu puntea faţă. La automobilele care tractează semiremorci ampatamentul se calculează ca suma dintre distanţa de la axa punţii faţă la axa pivotului de tracţiune şi distanţa dintre acesta şi planul vertical ce trece prin axa primei osii a semiremorcii.

Page 16: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Ecartamentul B, reprezintă distanţa dintre planele mediane ale roţilor

aceleiaşi punţi. În cazul punţilor spate echipate cu roţi duble ecartamentul se defineşte ca fiind distanţa dintre planele, perpendiculare pe calea de rulare şi paralele cu planul de simetrie al automobilului, care trec la jumatatea distanţei dintre roţile de pe aceeaşi parte a punţii respective.

Consola faţă, l1, reprezintă distanţa dintre două plane verticale transversale, care trec, respectiv, prin punctul extrem din faţă al automobilului şi axa punţii faţă. (fig.1.3.1.).

Consola spate l2, reprezintă distanţa dintre două plane verticale transversale, care trec, respectiv, prin punctul extrem din spate al automobilului şi axa punţii spate . (fig.1.3.1.). 1.3.1. Caracteristicile geometrice ale capacităţii de trecere a automobilului Capacitatea de trecere a unui automobil reprezintă calitatea acestuia de a se putea deplasa pe drumuri neamenajate, în teren natural fără drum şi de a putea trece peste obstacole de anumite mărimi. Capacitatea de trecere este diferită în funcţie de tipul, construcţia şi destinaţia automobilelor. Această caracteristică nu este foarte importantă la automobilele destinate circulaţiei pe drumuri bune, cum sunt autoturismele de oraş, autobuzele urbane şi interurbane, dar ea se impune la autoturismele utilitare şi variantele lor, la autocamioane şi chiar la autobuzele uşoare, care trebuie să circule

Fig.1.3.2.Dimensiuni caracteristice pentru capacitatea de trecere şi pe drumuri neamenajate. Cea mai mare capacitate de trecere o au automobilele de construcţie specială numite “tot-teren”, care pot circula atât pe drumuri neamenajate cât şi în teren natural, fără drum, în condiţii de ploaie, zăpadă, polei, etc., ca şi automobilele speciale (militare sau care lucrează în exploatări miniere, petroliere, în condiţii de şantier, etc.). Aceste automobile au o capacitate de trecere îmbunătăţită şi datorită tracţiunii integrale, care distribuie momentul motor la toate roţile automobilului. Capacitatea de trecere se îmbunătăţeşte prin folosirea transmisiilor la care, la schimbarea treptelor de viteze, nu se întrerupe fluxul de putere dintre motor şi roţile motoare.

Page 17: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Un automobil cu capacitatea de trecere mărită trebuie să permită depăşirea

obstacolelor fără riscul "suspendării" roţilor motoare şi să asigure corelarea dintre forţa de tracţiune maximă la roţi şi aderenţa acestora cu calea de rulare. Caracteristicile geometrice ale automobilului, care caracterizează capacitate de trecere sunt reprezentate în figura 1.3.2.: lumina sau garda la sol-c, raza longitudinala de trecere- ρ l, raza transversala de trecere- ρ t, unghiurile de trecere din faţă-α 1 şi din spate-α 2.

Garda la sol c, , reprezintă distanţa, măsurată pe verticală, dintre partea cea mai de jos a şasiului automobilului complet încărcat şi calea de rulare. Acest parametru reprezintă înălţimea maximă a obstacolelor care pot fi trecute de automobilul încărcat la sarcina nominală, fără să le atingă. Partea cea mai coborâtă a şasiului se găseşte, de obicei, sub puntea din faţă sau sub carterul punţii din spate, în dreptul transmisiei principale. La unele automobile, partea cea mai joasă poate fi baia de ulei a motorului ( la unele autobuze la care motorul este amplasat la mijlocul autobuzului, sub podea ).

În tabelul 1.3.1. sunt date valorile acestui parametru pentru diferite categorii de automobile.

Tabelul 1.3.1. Garda la sol la diferite categorii de automobile

Tipul automobilului Garda la sol, în mm

Autoturisme obişnuite 4Χ2 Autoturisme 4Χ4

Autocamioane obişnuite 4X2 Automobile cu capacitate de trecere mărită

4Χ4;6Χ4 ; 6Χ6 Automobile speciale cu capacitate mare de

trecere

150...........220 210...........222 240...........270

260...........320 400...........450

Raza longitudinala de trecere ( ρ l) reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale, figura 1.3.2., tangentă la roţile din faţă , roţile din spate şi la punctul cel mai coborât al automobilului, situat intre punţi. Raza longitudinala determină conturul proeminenţei peste care poate să treacă automobilul, fără să o atingă cu punctele cele mai joase. Cu cât aceasta rază este mai mică cu atât capacitatea de trecere a automobilului este mai mare. În tabelul 1.3.2. sunt date valorile razei longitudinale de trecere pentru diferite tipuri de automobile.

Raza transversală de trecere (ρ t ),reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale, figura 1.3.2., tangentă la punctul cel mai coborât, din faţă sau din spate şi la pneuri. Aceasta rază arată mărimea obstacolelor, în plan transversal, peste care poate trece automobilul. Valori mici ale razei transversale determină o capacitate mărită de trecere a automobilului.

Page 18: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Tabelul 1.3.2. Raza longitudinala de trecere la diferite categorii de automobile.

Tipul automobilului

Raza longitudinala de trecere , in m

Autoturisme cu capacitate cilindrică mică Autoturisme cu capacitate cilindrică mijlocie

Autoturisme cu capacitate cilindrică mare Autocamioane uşoare

Autocamioane mijlocii Autocamioane grele

Autocamioane cu capacitate mare de tractare

2,5..........3,5 3,5..........5,5 5,5..........8,5 2,5..........3,5 3,0...........5,5 5,0..........,6,0 2,0..........6,0

Unghiurile de trecere α1 în faţă şi α2 în spate sunt determinate de

tangentele la pneul din faţă, respectiv din spate şi partea cea mai din faţă, respectiv din spate a şasiului sau caroseriei ( fig.1.3.2. )

La circulaţia pe un drum accidentat şi mai ales in situaţia în care automobilul urcă sau coboară unele denivelări întâlnite pe calea de rulare, este posibil să atingă drumul cu capătul din faţă sau cu cel din spate. Probabilitatea este cu atât mai mare cu cât unghiurile de trecere sunt mai mici şi cu cât consolele sunt mai mari. In tabelul 1..3..3.sunt date valorile medii ale unghiurilor de trecere α 1 si α 2 pentru diferite categorii de automobile. Tabelul 1.3.3. Unghiurile de trecere la diferite categorii de automobile

Tipul automobilului

α 1[0]

α 2 [0]

Autoturisme

Autocamioane Autobuze

Automobile cu capacitate mare de trecere

20...........30 40...........60 10...........40

minim 45

15...........20 25...........40 6...........20

minim 35

Razele minime de viraj ale automobilului caracterizează capacitatea de

trecere a automobilului şi posibilitatea acestuia de a se înscrie în viraj, cu viteza minimă stabilă, volanul fiind rotit corespunzător limitei maxime de bracare a roţilor de direcţie.

Page 19: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Raza exterioară de viraj Re, fig.1.3.3., reprezintă raza cercului descris în

planul căii de rulare de către roata faţă, bracată la maxim, exterioară virajului efectuat în jurul punctului O, numit centru instantaneu de virare.

Fig.1.3.3. Schema automobilului în viraj

Raza interioară de viraj Ri reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către roata spate interioară virajului, efectuat în jurul punctului O, atunci când roţile directoare sunt bracate la maxim.

Raza exterioară de gabarit R1 reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către punctul cel mai îndepărtat de centrul de virare O, atunci când roţile directoare sunt bracate la maxim.

Raza interioară de gabarit R2 reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către punctul cel mai apropiat de centrul de virare O, atunci când roţile directoare sunt bracate la maxim.

Lăţimea A v a spaţiului ocupat de automobil in viraj, sau fâşia de gabarit, se defineşte ca fiind aria ocupată de automobil în viraj, cu roţile directoare bracate la maxim; ea este egală cu diferenţa dintre razele exterioară-Re şi interioară-Ri.

Razele de viraj cele mai mici le au automobilele la care toate roţile sunt directoare.

R1

Av

Ri

R2

Re

O

Page 20: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Capacitatea de trecere a automobilului mai este influenţată de

maniabilitatea şi stabilitatea automobilului, de calitatea suspensiei şi de raportul dintre forţa de tracţiune şi forţa de aderenţă dintre roţile motoare şi calea de rulare. 1.4. Organizarea transmisiei automobilelor

Transmisia automobilelor este organizată în diverse variante constructive,

care depind de destinaţia automobilului, de locul şi modul de dispunere a motorului şi a punţilor motoare, de numărul acestora, de dimensiunile geometrice ale caroseriei şi ale automobilului.

Compunerea şi dispunerea părţilor componente ale transmisiei este rezultatul unui proces complex de analiză a calităţilor de tracţiune şi a capacităţii de trecere ale automobilului, care să corespundă destinaţie sale. Modul de organizare a transmisiei influenţează caracteristicile de deplasare ale automobilului şi condiţionează posibilităţile de amplasare a celorlalte componete ale acestuia.

1.4.1. Organizarea transmisiei autoturismelor În cazul autoturismelor dispunerea echipamentului de tracţiune este realizată în trei variante constructive, după cum urmează: a) soluţia „clasică” - cu motorul în faţă şi puntea motoare în spate; b) soluţia „totul-faţă”- cu motorul şi puntea motoare în faţă; c) soluţia „totul-spate”- cu motorul şi puntea motoare în spate. Soluţia „clasică" are, cel mai frecvent, motorul şi cutia de viteze dispuse în partea din faţă, iar puntea din spate este puntea motoare a autoturismului. Există însă şi soluţii „clasice” la care cutia de viteze se află la mijlocul autoturismului sau lîngă puntea spate . M A CV Va TL PM

Fig.1.4.1.

Schema transmisiei

organizată în soluţia

„clasică"

Page 21: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Soluţia „clasică", fig.1.4.1., este aplicată în general la autoturisme de dimensiuni şi capacităţi cilindrice mari şi prezintă următoarele avantaje în comparaţie cu celelalte două soluţii: - încărcare echilibrată a punţilor şi uzura uniformă a pneurilor; - accesibilitate bună la motor şi transmisie; - ventilatoarele de răcire a motorului pot fi cu funcţionare intermitentă, deoarece radiatorul este amplasat în faţă, în zona de presiune dinamică maximă. Pe lângă aceste avantaje, soluţia clasică prezintă următoarele dezavantaje: - centrul de greutate este mai ridicat ( deci o stabilitate mai redusă ); -existenţa unor vibraţii pe transmisie, datorate existenţei transmisiei longitudinale, care favorizează apariţia fenomenului de rezonanţă. Semnificaţia notaţiilor din figura 1.4.1.este următoarea: Va reprezintă viteza de deplasare a automobilului, M-motorul, A-ambreiajul, CV-cutia de viteze, TL-transmisia longitudinală şi PM -puntea motoare Soluţia “ totul-faţă” , fig.1.4.2.,se întâlneşte la autoturismele de concepţie modernă. Ea permite o utilizare mai bună a volumului total al caroseriei, asigurând totodată o bună maniabilitate şi stabilitate autoturismului, datorită comportamentului subvirator care este autostabilizant la deplasarea în viraje. Raportul dintre volumul util şi volumul total al autoturismului are valoarea cea mai ridicată la această soluţie.

Amplasarea motorului se poate face: a) longitudinal deasupra punţii din faţă,figura 1.4.2., situaţie în care se realizează o repartiţie judicioasă a sarcinii intre roţi şi o bună accesibilitate la motor; b) transversal, figura 1.4.3., când se asigură construcţii compacte pentru autoturismele de lungime mică, obţinându-se un M A CV Va M PM spaţiu pentru pasageri cât mai mare, la acelaşi ampatament; c) central, lângă diferenţial, când se reduce înălţimea capotei şi se măreşte distanţa dintre roţile faţă.

Soluţia "totul-faţă" mai prezintă următoarele avantaje: - legături simple şi scurte între organele de comandă şi grupul motor - transmisie; - permite realizarea unui portbagaj spaţios;

Fig.1.4..2.

Soluţia “totul-faţă”cu motorul dispus

longitudinal

Page 22: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului - pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat, în general, pe consola din spate; - sistemul de răcire este simplificat, asemănător ca la soluţia clasică; - efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor - transmisie; - stabilitate ridicată în viraj. M Va PM M A CV Dezavantajele soluţiei „totul -faţă" sunt următoarele: - se micşorează greutatea aderentă ce revine punţii motoare la urcarea rampelor;

- soluţii constructive complexe pentru puntea faţă , care este punte motoare şi directoare; - motorul şi transmisia sunt expuse la lovituri frontale; - pneurile din faţă se uzează mai rapid decât cele din spate. CV A M Va PM -

Fig.1.4.3.

Soluţia „totul-faţă”cu motorul dispus

transversal

Fig.1.4.4.

Soluţia “totul-

spate” cu motorul dispus

longitudinal

Page 23: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Soluţia „totul-spate" asigură, ca avantaje importante, coborârea centrului

de greutate al automobilului, datorită lipsei arborelui cardanic şi creşterea greutăţii aderente la roţile motoare spate.

Amplasarea echipamentului de tracţiune în partea din spate a autoturismului se poate face după următoarele variante: a) amplasarea longitudinală a motorului, pe consola din spate, figura 1.4.4., asigură posibilităţi de utilizare raţională a spaţiului din interior; b) amplasarea transversală a motorului, figura 1.4.5.,asigură confort optim pentru pasageri, prin creşterea spaţiului interior; c) amplasarea longitudinală a motorului, deplasat spre partea din faţă a punţii spate, permite o mai bună repartizare a sarcinii între punţi şi se întâlneşte la autoturismele sport; d) amplasarea transversală a motorului, deplasat spre centrul autoturismului, permite folosirea motoarelor lungi, cu număr mare de cilindri. M Va PM A

CV

Fig.1.4.5. Soluţia „totul-spate” cu motorul dispus transversal

Alte avantaje ale soluţiei „totul spate" : - permite o profilare aerodinamică mai uşoară la partea din faţă a caroseriei autoturismului; - creşte confortul pasagerilor, deoarece scaunele din spate pot fi deplasate mai în faţă, mai aproape de centrul de greutate, unde oscilaţiile sunt mai mici; - se evită distrugerea grupului motor - transmisie la ciocnirile frontale; - permite realizarea unor unghiuri de bracare mari pentru roţile directoare; Principalele dezavantaje ale soluţiei „totul-spate" sunt: - stabilitate mai redusă în viraj, în raport cu soluţia "totul-faţă"; - descărcarea punţii din faţă, fapt ce micşorează eficienţa direcţiei la viteze mari; - răcire dificilă a motorului; - comenzi de conducere lungi şi complicate; - instabilitate la vânt lateral, datorită poziţiei centrului de greutate, care este amplasat prea înapoi; - spaţiul disponibil pentru portbagaj sub capota din faţă este redus;

Page 24: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului O categorie de autoturisme tot mai răspândită este categoria celor echipate

cu tracţiune integrală, fig.1.4.6. Acest tip de tracţiune asigură creşterea capacităţii de trecere şi siguranţei în deplasare, fapt care justifică extinderea sa şi la autoturismele de oraş, pe lângă autoturismele „ tot-teren” şi automobilele militare. Tracţiunea integrală poate fi organizată în una din următoarele variante: 1.- tracţiunea permanentă numai cu una din punţile motoare, cealaltă punte motoare fiind cuplată facultativ, numai în regimurile dificile de deplasare ( varianta part-time); 2.- tracţiunea permanentă cu ambele punţi motoare, indiferent de regimul de deplasare al autoturismului (varianta full-time). M A CV TL PM Va

Fig.1.4.6. Organizarea tracţiunii integrale la autoturisme

Tracţiunea integrală presupune existenţa pe lanţul cinematic al transmisiei

a unui mecanism care să asigure divizarea optimă a fluxului de putere între punţile motoare. Rolul acestui mecanism este asigurat de cutia de distribuţie sau de reductorul-distribuitor. Mecanismul respectiv urmăreşte să elimine circulaţia puterilor parazite, prin montarea unor diferenţiale interaxiale cu posibilităţi de blocare sau autoblocare. În acest sens, în prezent, mai folosite sunt diferenţialele autoblocabile cu frecare internă mărită, de tip Torsen sau vâscocuplajele Fergusson. 1.4.2. Organizarea transmisiei autobuzelor Transmisia autobuzelor este organizată în funcţie de locul de amplasare a motorului. După acest criteriu autobuzele pot fi clasificate astfel: - cu motorul dispus în faţă ( fig.1.4.7.); - cu motorul dispus sub podea la mijlocul autobuzului ( fig.1.4..8.);

Page 25: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului - cu motorul dispus în spate, longitudinal (fig.1.4.9.) sau transversal (fig.1.4..10.). Soluţia cu motorul dispus la partea din faţă, are direcţia avansată şi

scaunul conducătorului autobuzului alături de motor. Datorită unui centru de greutate ridicat şi a scăpărilor de gaze de la motor această variantă constructivă se foloseşte tot mai rar. Soluţia cu motorul dispus, sub podea, la mijloc, are centrul de greutate coborât şi o mai bună repartiţie a sarcinilor pe cele două punţi. Motoarele amplasate sub podea sunt, în general, de construcţie specială, având cilindri orizontali. Capacitatea de trecere a autobuzului se reduce iar accesibilitatea la motor este dificilă. M A CV M A CV TL PM PM

Fig.1.4.7. Fig.1.4..8.

În cazul soluţiei cu motorul dispus în spate autobuzele pot avea motorul dispus longitudinal ( fig.1.4.9.) sau transversal (fig.1.4..10.). Va M Va PM CV M A A CV PM

Fig.1.4.9. Fig.1.4.10. Prin lipsa arborelui cardanic, caroseria poate fi mult coborâtă, fapt ce

conduce la coborârea centrului de greutate şi la îmbunătăţirea stabilităţii. Se ameliorează confortul pasagerilor prin eliminarea scăpărilor de gaze de la motor şi a zgomotului motorului.

Prin montarea motorului în spate se uşurează accesul pentru întreţinere şi reparare, spaţiul rămas disponibil între punţi putându-se folosi integral pentru transportul bagajelor. Un dezavantaj important al autobuzelor cu motorul amplasat

Page 26: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului în spate constă în faptul că tijele pentru comenzi-acceleraţie, ambreiaj, schimbarea treptelor de viteze- sunt foarte lungi iar răcirea motorului este dificilă.

1.4.3.Organizarea transmisiei autocamioanelor

Soluţiile de organizare a transmisiei autocamioanelor diferă între ele în funcţie de modul de dispunere a motorului în raport cu cabina şi cu puntea faţă.

Puntea motoare este montată, ca şi la autobuze, totdeauna în spate, motorul fiind amplasat: în faţa cabinei, sub cabină, între cabină şi caroserie sau între punţi sub cadru

Majoritatea autocamioanelor actuale au motorul dispus deasupra punţii din faţă, (figura 1.4.11.) şi cabina deasupra motorului. Această soluţie ( cabina avansată ) conduce la o mărire a lungimii platformei de încărcare, la o repartiţie corespunzătoare a sarcinii pe punţi, la o vizibilitate mai bună pentru conducător şi o reducere a lungimii de gabarit.

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

Ac

Fig.1.4.11.Organizarea transmisiei autocamioanelor

La autocamioanele cu cabină avansată, pentru a avea acces la motor, se folosesc trei soluţii constructive: a) cu capotă interioară; b) cu capote laterale; c) cu cabină rabatabilă.

Page 27: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Soluţia cu capotă interioară se foloseşte la autocamioanele care au

motoarele în linie. Accesul la motor transformă cabina în „ atelier de reparaţii” murdărind interiorul cabinei.

Soluţia cu capote laterale se întâlneşte în cazul cabinelor lungi. În comparaţie cu prima soluţie prezintă avantajul îmbunătăţirii accesului la motor.

Soluţia cu cabină rabatabilă permite accesul foarte uşor la motor. Rabatarea cabinei se poate face separat sau împreună cu scaunul conducătorului, cu volanul şi pedalierul. Această soluţie necesită o etanşare foarte bună a cabinei faţă de motor şi permite amplasarea a 3-4 locuri în cabină.

Din cele expuse rezultă că alegerea locului de amplasare a motorului rezolvă problema lungimii totale a autocamionului, accesibilităţii la motor şi a repartiţiei sarcinilor între punţi. În figura 1.4.12. este prezentată schema de organizare a transmisiei unui autocamion 4x4 (PMF-punte motoare faţă, PMS-punte motoare spate). M A CV Va TL PMF PMS Fig.1.4.12. Transmisia unui autocamion 4x4

1.5. Roţile pentru automobile

Roţile constituie un element important al automobilului având rolul să

preia întreaga greutate, să asigure contactul cu calea de rulare şi să amortizeze o parte din oscilaţiile automobilului.

Diversitatea regimurilor de deplasare pe care roţile le întâlnesc în exploatare necesită condiţii de funcţionare multiple, adesea contradictorii: rezistenţă mecanică şi durabilitate ridicată, rezistenţă la rulare cât mai mică, elasticitate optimă, greutate redusă, preţuri de vânzare cât mai mici.

Page 28: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului

1.5.1.Construcţia roţilor Roţile influenţează, prin elementele componente şi prin geometria lor,

comportamentul dinamic, stabilitatea, maniabilitatea şi capacitatea de trecere a automobilului.

Din punct de vedere al elementelor componente o roată de automobil este formată din disc, jantă şi pneu, montate cu ajutorul prezoanelor pe butucul roţii figura 1.5.1.

a) b) Fig.1.5.1. Construcţia jenţii de automobil

În funcţie de particularităţile funcţionale şi constructive ale automobilului

jenţile au profiluri şi configuraţii diferite. În cazul autoturismelor şi autocamionetelor se folosesc jenţi cu profil adânc, nedemontabile, fig.1.5.1.a. iar în cazul autocamioanelor şi autobuzelor se folosesc jenţi demontabile, cu profil cilindric sau conic, fig. 1.5.1.b.

1.5.1.1. Construcţia pneurilor Pneurile automobilelor pot fi cu cameră de aer (fig.1.5.2.) sau fără cameră de aer (fig.1.5.3.)

Anvelopa asigură elasticitatea şi rezistenţa pneului şi este formată din următoarele elemente: 1- camera de aer, cu rol de etanşare, 2-banda de rulare, 3-carcasa , 4-cordonul de protecţie sau brekerul, 5-flancul anvelopei, 6-talonul anvelopei, 7-inelele de sârmă ale talonului.

Banda de rulare a pneului are o arhitectură specifică, cu diferite profile

Page 29: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului care au ca scop să asigure o bună aderenţă cu calea de rulare, să elimine pelicula de apă care poate poate pătrunde între pneu şi cale.

Carcasa constituie scheletul anvelopei şi se confecţionează din straturi de fibre textile sau din materiale sintetice, cunoscute sub denumirea de „ pliuri de cord”, care alternează cu straturi din cauciuc.

Mărimea rezistenţei unei anvelope este dată de numărul pliurilor echivalente (Ply-Rating-PR), care reprezintă numărul convenţional de straturi de reţea de cord din anvelopa încărcată la sarcina maximă admisă. Un pliu echivalent corespunde reţelei de cord din bumbac, având sarcina de rupere a firului 90 N.

Cordonul de protecţie sau brekerul are rolul de a amortiza şocurile, realizând o legătură rezistentă între banda de rulare şi carcasă. El se execută dintr-o reţea de cord acoperită de un strat de cauciuc, de grosime 3-7 mm. Anvelopa se fabrică din cauciuc natural sau sintetic.

Flancul anvelopei este format din stratul superficial care acoperă pereţii laterali ai carcasei asigurând protecţia acesteia la solicitările mecanice primite din exterior şi la umiditate.

Talonul defineşte marginea întărită a bordurii anvelopei asigurând rezistenţa fixării acesteia pe jantă. Rigiditatea şi durabilitatea talonului sunt asigurate de inserţia metalică, construită din cercuri de sârmă de oţel, învelite în masa de cauciuc.

Camera de aer este un tor din cauciuc natural sau sintetic, prevăzut cu o valvă, prin care se introduce aer sub presiune. Volumul de aer din interiorul camerei constituie, alături de anvelopă, elementul elastic al roţii de automobil. 1.5.2. Razele roţilor de automobil şi simbolizarea pneurilor

Sub influenţa forţelor care acţionează asupra sa pe direcţiile radiale şi tangenţiale (longitudinale şi / sau transversale) pneul se poate deforma în suprafaţa de contact cu calea de rulare după aceste direcţii. La o roată de automobil, datorită elasticităţii variabile, se deosebesc următoarele raze: raza nominală, raza liberă, raza statică, raza dinamică, raza de rulare şi raza de lucru. Raza nominală-rn- a unei roţi este raza cercului exterior al pneului, dedusă

Fig.1.5.2. Construcţia pneului cu cameră de aer

Fig.1.5.3. Construcţia pneului fără cameră de aer

Page 30: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului din calcul , utilizând mărimile indicate pe pneu, sau luată din standardele de pneuri. Calculul razei nominale a unei roţi de automobil se poate face pe baza notaţiilor existente pe anvelopă, figura 1.5.4.:

d=D─2H; D= d + 2H; (1.5.1.) Între înălţimea profilului pneului H şi lăţimea B există recomandarea:

BH

= 0,82-1,05 (1.5.2.)

Limita inferioară a raportului dat de relaţia 1.5.2. se întâlneşte la pneurile autoturismelor, iar limita superioară la pneurile pentru autocamioane şi autobuze, existând însă şi abateri de la aceste limite.

Simbolul anvelopei exprimă mărimea anvelopei şi se reprezintă prin două numere. Atunci când cele două numere sunt separate printr-o linie orizontală primul număr indică lăţimea B (în inch sau mm) iar al doilea reprezintă diametrul nominal al jenţii d, în inch (1 inch=25,4 mm).

Fig.1.5.4. Dimensiunile pneului În cazul în care cele două numere sunt separate prin semnul „x” primul

număr indică diametrul exterior D (în inch), iar al doilea, lăţimea secţiunii B (în inch). În practică se utilizează şi alte moduri de simbolizare a pneurilor, care ţin seama de caracteristicile funcţionale ale automobilelor, de vitezele maxime de deplasare ale acestora, de orientarea straturilor de cord din compoziţia anvelopei (radial sau diagonal), de numărul pliurilor echivalente-PR ( numărul convenţional de straturi de reţea de cord, corespunzătoare anvelopei încărcate cu sarcina maximă), etc. În acest sens se poate arăta exemplul de notare a pneurilor de autoturisme şi autoutilitare, la care apar literele S, H şi V şi care indică mărimea limită a vitezei de exploatare a pneului respectiv. Astfel pentru viteze mai mici de 180 km/h se foloseşte litera S, pentru viteze cuprinse între 180-210 km/h se foloseşte litera H, iar pentru viteze mai mari de 210 km/h se foloseşte litera V. Exemplu: notarea 165 SR 14 are următoarea semnificaţie:

165 S R 14

B viteza radial d(inch)

(mm) V < 180 km/h

Page 31: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului În cazul anvelopelor fabricate de firmele străine intervin anumite

particularităţi de notare specifice. Pneurile fabricate de firma Michelin, de exemplu, sunt marcate şi cu simboluri privind marca , limita de uzură până la care pneul poate fi folosit, sarcina maximă admisă pe pneu (kg/pneu), destinaţia (pentru autoturisme, tractoare,ş.a.), etc .

Raza liberă-r0- reprezintă raza cercului exterior a benzii de rulare a pneului, la presiune prescrisă, măsurată fără încărcarea pneului, aflat în stare de repaus.

Raza statică-rc-se defineşte ca fiind distanţa dintre centrul roţii şi suprafaţa de sprijin, în cazul în care roata este încărcată cu sarcina nominală, în repaus.

Raza dinamică-rd- este distanţa dintre centrul roţii şi calea de rulare, în timpul mişcării automobilului, încărcat la sarcina nominală (figura 1.5.5.)

Mr Va

rd Fr Fig.1.5.5.Raza dinamică Raza dinamică depinde de o serie de factori cum sunt: sarcina GR normală pe pneu, presiunea interioară a aerului din pneu, elasticitatea materialului pneului, mărimea şi sensul momentului la roată Mr etc. Se disting două cazuri: când asupra roţii acţionează un moment motor Mr , fig.1.5.5. (cazul roţii motoare), care generează o forţă tangenţială Fr şi cazul când asupra roţii nu acţionează un moment la roată (cazul roţii nemotoare). În primul caz, sub acţiunea momentului Mr, va rezulta o deformare tangenţială longitudinală a pneului, care conduce la o apropiere a centrului roţii de suprafaţa căii de rulare.. Mărirea diametrului roţii, ca urmare a acţiunii forţei centrifuge, este mai mică decât micşorarea acestuia, fiind cauzată de influenţa momentului motor. În cazul roţii nemotoare creşterea razei datorată forţei centrifuge scade sensibil odată cu creşterea presiunii aerului din pneu, iar pentru valorile nominale ale presiunii această creştere este neînsemnată.

Raza de rulare-rr-reprezintă raza unei roţi imaginare, nedeformabile, care se roteşte fără alunecări, a cărei circumferinţă este egală cu deplasarea S a centrului roţii pe drum orizontal în timpul unei rotaţii complete a roţii:

Raza de rulare se poate calcula cu relaţia:

GR

Page 32: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului

rr = π2S

( 1.5.3.)

Folosirea noţiunii de “rază de rulare” a roţii de automobil este necesară la

studiul mişcării automobilului, deoarece pneul, fiind deformabil în direcţiile radială şi tangenţială, face ca viteza de translaţie a centrului roţii să fie mai mică decât viteza de translaţie corespunzătoare razei libere ro, pentru aceeaşi turaţie a roţii.

Raza de rulare depinde de sarcina verticală pe roată, de presiunea interioară a aerului din pneu, de starea căii de rulare şi, în special, de mărimea momentului motor aplicat roţii.

Raza dinamică şi raza de rulare, determinate experimental, se folosesc numai în calcule de mare exactitate, specifice cercetării ştiinţifice de profil. În lipsa datelor experimentale se foloseşte „ raza de lucru” a roţii, care se poate determina, în funcţie de raza liberă a roţii ro şi de coeficientulλ de deformare a pneului, cu relaţia:

rr = λ ro (1.5.4.) Coeficientul de deformare λ depinde de presiunea interioară a aerului din

pneu şi are valorile următoare: λ = 0,930-0,935- pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 KPa (6 bari); λ =0,945-0,950- pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600 KPa (6 bari). Dacă în standardul de pneuri se precizează mărimea circumferinţei de

rulare, atunci raza de lucru se poate calcula cu relaţia:

π2r

rLr = (1.5.5.)

unde Lr este circumferinţa de rulare citită în standard. 1.6. Greutatea şi capacitatea de încărcare a automobilului

Greutatea automobilului-Ga- reprezintă suma dintre greutatea utilă-Gu care poate fi transportată de automobil şi greutatea proprie-Go . Ga=Gu+G0 [daN] (1.6.1.)

Page 33: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Greutatea utilă Gu reprezintă o caracteristică constructivă importantă a

automobilului şi defineşte capacitatea sa de încărcare. Ea se precizează, de obicei, prin numărul de locuri, pe scaune şi în picioare, la automobilele destinate transportului de persoane sau prin sarcina utilă transportată şi numărul de locuri din cabină, la automobilele destinate transportului de bunuri materiale.

Greutatea proprie G0 este determinată de suma greutăţilor tuturor elementelor componente ale automobilului, atunci când acesta este alimentat cu combustibil, lubrifianţi, lichid de răcire, roată de rezervă şi trusă de scule, fără persoane la bord.

Raportul dintre greutatea proprie Go şi greutatea utilă Gu poartă numele de coeficient ηG de utilizare a greutăţii automobilului:

Gη =UG

G0 (1.6.2.)

Acest coeficient este important mai ales la autocamioane şi autotrenuri. Constructorii acestor automobile acţionează, pentru micşorarea coeficientului ηG , prin reducerea greutăţii proprii şi prin transportarea unor greutăţi utile cât mai mari, fără urmări negative asupra duratei de funcţionare a automobilului.

Coeficientul ηG de utilizare a greutăţii automobilului poate fi folosit pentru determinarea greutăţii proprii Go atunci când se cunoaşte greutatea utilă Gu a automobilului. Valori ale coeficientului ηG pentru diferite categorii de automoibile sunt prezentate în tabelul 1.6.1.

Tabelul 1.6.1. Valori ale coeficientului ηG pentru diferite categorii de automobile

Nr. crt

Tipul automobilului Greutatea proprie [daN]

Greutatea utilă [daN]

Coeficientul ηG

1 ROMAN R 8135 F 5.450 / 5.600 6.650 / 6.500 0,819/0,861 2 ROMAN R 10215 F 7.100 / 7.800 8.900 / 8.200 0,797/0,951 3 ROMAN R 12135 DF 7.100 / 7.800 8.900 / 8.200 0,797/0,951 4 ROMAN R 12215 DFK 7.700 10.500 0,733 5 ROMAN 26.385 DFS 9.500 16.500 0,575 6 ROMAN 16.320F 6.680 10.000 0,668 7 Autotractor cu

semirermorcă Tip 8 ARM1

11.044 8.500 1,3

Nr. crt

Tipul automobilului Greutatea proprie [daN]

Greutatea utilă [daN]

Coeficientul ηG

8 Autotractor cu semirermorcă Tip 12 ATM1

13.700 16.000 0,85

9 DAC 7.120 FAE 4.100 3.000 1,36 10 ROCAR 112 UDM 16.000 7875 2,03

Page 34: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului Nr. crt

Tipul automobilului Greutatea proprie [daN]

Greutatea utilă [daN]

Coeficientul ηG

11 ROCAR 117 UD 12.890 10.200 1,26 12 ROCAR 35 CD 2.200 1.800 1,22 13 IVECO STRALIS 7.400 12.300 0,60 14 IVECO DAILY 35 CI 1

FURGON 3.500 3000 1,16

15 IVECO DAILY 50 CI 1 AUTO ŞASIU

5.200 3000 1,73

16 IVECO DAILY 35 C I 3 FURGON

3.500 4.000 0,875

17 ARO 240 1.900 615 3,08 18 HUMMER 3.000 300 10 19 JEEP GRAND

CHEROKEE 2,7 CRD 2.055 451 4,55

20 MITSUBISHI PAJERO 3,2 Di-D GLS

2.290 615 3,72

21 NISSAN PATROL GR 3.0 TDI

2.410 670 3,59

22 TOYOTA LANCRUISER 3.0 D4-D VIP

2.180 670 3,25

23 BMW 325xi 1.510 500 3,02 24 Jaguar X-Type 2.5V6 1.581 454 3,48 25 Volvo 850 TDI Kombi 1499 500 2,99 26 Mercedes C240 4matic

Avangarde 1.630 555 2,93

27 DACIA pick-up 1304 (cu cabină simplă)

1115 1145 0,97

28 DACIA pick-up 1307 (cu cabină dublă)

1155 1075 1,07

29 ARO 10.6 (cu cabină simplă)

1210 1140 1,06

30 ARO 10.7 (cu cabină dublă)

1325 1025 1,29

1.6.1. Centrul de greutate. Coordonatele centrului de greutate

Centrul de greutate al automobilului constituie un parametru important pentru definirea modului de distribuire a greutăţii totale Ga pe punţi, pentru organizarea generală a automobilului şi poziţionarea tuturor elementelor sale componente. Deşi nu se vede centrul de greutate există ca o rezultantă a tuturor

Page 35: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului centrelor de greutate ale fiecărui element constructiv al automobilului. El are o poziţie variabilă, care depinde de aranjarea încărcăturii în raport cu axa longitudinală sau transversală a automobilului, de deplasarea rectilinie sau in viraj în regim de accelerare sau frânare, etc.

În condiţii statice centrul de greutate are o poziţie bine determinată aceasta fiind prezentată la toate automobilele, în mod indirect, prin indicarea greutăţilor care revin fiecărei punţi Gi. În planul longitudinal al automobilului, figura 1.6.1, centrul de greutate este situat la înălţimea hG faţă de calea de rulare, iar faţă de punţile faţă şi spate, se află amplasat la distanţele „a”, respectiv „b”. În plan transversal centrul de greutate se află pe axa de simetrie a automobilului.

Fig.1.6.1 Coordonatele centrului de greutate

În condiţii dinamice coordonatele centrului de greutate sunt greu de

precizat, deoarece acesta îşi schimbă poziţia permanent. În acest caz influenţa poziţiei centrului de greutate este deosebit de importantă asupra stabilităţii automobilului, iar stabilirea unei poziţii optime, care să satisfacă toate regimurile de deplasare, este dificilă.

Sistemele electronice de control a stabilităţii asigură creşterea siguranţei în deplasare prin controlul poziţiei centrului de greutate în orice regim de deplasare al automobilului.

Cunoscând că suma greutăţilor care revin punţilor automobilului este egală cu greutatea totală Ga a acestuia se poate scrie relaţia:

Ga=G1+G2 (1.6.3.)

unde: G1 este greutatea care revine punţii faţă în condiţii statice; G2 este greutatea care revine punţii spate în condiţii statice;

Page 36: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului

Fig.1.6.2.Repartizarea greutăţii pe punţile automobilului

Greutatea totală Ga este considerată concentrată în centrul de greutate al automobilului iar repartizarea sa pe punţile automobilului depinde de coordonatele centrului de greutate prin relaţia:

ab

GG

=2

1 (1.6.4.)

În funcţie de coordonatele centrului de greutate, din relaţiile 1.6.3 şi 1.6.4, se pot determina relaţiile de calcul pentru greutăţile G1 , G2 :

G1 aGLb•= G2 aG

La•= (1.6.5.)

unde: L ba += reprezintă ampatamentul automobilului. Cunoscând mărimea greutăţii care revine fiecărei punţi a automobilului se

poate determina greutatea care revine fiecărei roţi GR în condiţii statice, folosind relaţia: GR=Gi / n (1.6.6.) unde „n” reprezintă numărul roţilor punţii „i”.

Greutatea care revine unei roţi constituie, alături de viteza maximă, unul dintre parametrii de alegere a pneului care urmează să echipeze un nou automobil. Din cataloage se aleg principalele dimensiuni pentru pneuri (diametrul

Ga

G1 G2

Page 37: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.1 Organizarea generală a automobilului exterior, lăţimea, diametrul jantei pe care se montează pneul, presiunea aerului, etc.).

Dimensiunile principale şi sarcinile de încărcare ale anvelopelor sunt prezentate pentru autoturisme şi autoutilitare în anexele 1.6.1., 1.6.2.,1.6.3., şi pentru autocamioane, autobuze şi remorci auto în anexa 1.6.4.

Greutatea admisă pe punte este limitată de distanţa dintre punţi şi de calitatea drumului. În cazul drumurilor cu îmbrăcăminte tare, greutatea admisă pe punte nu poate depăşi 10.000 daN, pentru punţi situate la distanţe mai mici de 3 m şi 9.000 daN, pentru punţile care au între ele mai mult de 3 m.

TEST EVALUARE. CAPITOLUL 1 1.Care sunt părţile componente ale automobilului? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 2.Cum se clasifică automobilele? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 3.Cum este organizată transmisia autoturismelor? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 4.Cum este organizată transmisia autobuzelor? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 5.Cum este organizată transmisia autocamioanelor? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 6.Care sunt părţile componente ale roţii de automobil? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 7. Puteţi defini razele roţilor de automobil? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 8.Puteţi defini greutatea proprie şi greutatea utilă a automobilului? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 9.Cum se aleg pneurile automobilului? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 10.Cum se definesc coordonatele centrului de greutate al automobilului? ……………………………………………………. …………………………………………………….

Page 38: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

1

2.1.Rezistenţa la rulare 2.2. Rezistenţa aerului

2.3. Rezistenţa la demarare

2.4. Rezistenţa la pantă

Cap.2.

Autopropulsarea automobilului 2.5.Momentul la roata motoare 2.6.Echilibrul roţii motoare

2.7.Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului 2.8.Forţe de contact între pneu şi calea de rulare 2.9.Reacţiunile normale ale căii asupra punţilor automobilului

Test evaluare capitolul 2

Page 39: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

2

Cap. 2. AUTOPROPULSAREA AUTOMOBILULUI V-aţi pus problema, până acum, în ce mod sau cum anume se consumă energia dezvoltată de motorul automobilului ? V-aţi întrebat cum se transformă şi unde regăsim această energie? Dacă la aceste întrebări nu aveţi răspunsuri încercaţi să le găsiţi în paginile acestui capitol. Studiind paginile următoare sper că veţi găsi lămuririle pe care le aşteptaţi. Automobilul, la pornirea de pe loc sau în timpul deplasării, întâmpină o serie de rezistenţe pe care trebuie să le învingă cu ajutorul energiei dezvoltate de motor, transmisă la roţile motoare. Mărimea, direcţia şi sensul forţelor active şi a forţelor de rezistenţă care acţionează asupra automobilului influenţează caracterul mişcării acestuia. Definirea condiţiilor de autopropulsare şi descrierea modului de apariţie a forţelor care se opun înaintării automobilului sunt necesare, pentru ca, odată cunoscute, să se poată acţiona în sensul micşorării sau eliminării lor.

2.1. Rezistenţa la rulare

În timpul rulării automobilului roţile şi calea de rulare se deformează . Roţile se deformează datorită încărcării lor cu forţe şi momente, datorită presiunii interioare a aerului din pneu, datorită materialului şi construcţiei lor. Deformarea căii de rulare depinde de compoziţia materialului său, de rezistenţa învelişului şi fundaţiei, de mărimea forţelor şi momentelor cu care roţile automobilului acţionează asupra sa. Aceste deformaţii conduc la consumarea unei părţi din energia transmisă de motorul automobilului la roţile motoare, manifestată sub forma unei forţe care se opune rulării automobilului, numită rezistenţă la rulare.

Rezistenţa la rulare-Rr- este o forţă cu acţiune permanentă, îndreptată în sens opus deplasării automobilului.

Cauzele fizice care generează apariţia acestei forţe sunt următoarele: frecarea dintre pneu şi calea de rulare, întrepătrunderea dintre elementele de pneu şi microneregularităţile căii de rulare, efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare, frecările interioare din pneu, deformarea suprafeţei căii de rulare, viteza de deplasare a automobilului.

În calculele de proiectare a automobilului rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f, definit prin relaţia:

αcosa

r

GRf = (2.1.1)

unde. Rr - este rezistenţa la rulare;

Page 40: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

3

Ga cosα - este componenta normală pe calea de rulare a greutăţii automobilului .

În tabelul 2.1.1 sunt prezentate valori medii ale coeficientului rezistenţei la rulare f pentru diferite categorii de drumuri..

Tabelul 2.1.1.Valori medii ale coeficientului de rezistenţă la rulare f

Natura căii Starea căii Valorile coeficientului f bună 0,013 – 0,018 Şosea de asfalt sau

beton satisfăcătoare 0,018 – 0,020 Şosea pietruită bună 0,020 – 0,025

stare bună 0,025 – 0,030 Şosea pavată cu hârtoape 0,035 – 0,050 uscată-bătătorită 0,025 – 0,035

după ploaie 0,050 – 0,150 Drum de pământ desfundat 0,10 – 0,25

Drum cu gheaţă - 0,015 – 0,03 Drum de zăpadă bătătorită 0,03 – 0,05

Pentru calculul rezistenţei la rulare, cunoscând mărimea coeficientului de

rezistenţă la rulare f , se utilizează relaţia:

Rr = f . Ga . cos α [ N ] (2.1.2.) Deoarece pneul de automobil nu este perfect elastic energia consumată pentru deformarea elementelor sale componente este mai mare decât energia cedată

a) b) Fig.2.1.1.Distribuţia presiunii în suprafaţa de contact pneu-drum.

în timpul revenirii lor la forma iniţială, diferenţa transformându-se în căldură (fenomenul de histerezis). Având în vedere că rularea pneului pe drum constă

Page 41: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

4

dintr-o succesiune continuă de comprimări şi destinderi ale elementelor de pneu se poate uşor înţelege că diferenţa dintre energia consumată la comprimare şi cea recuperată la destindere se manifestă prin încălzirea pneului şi prin apariţia unei forţe rezistente care se opune rulării acestuia. În figura 2.1.1.a este prezentat procesul de comprimare şi destindere a elementelor unui pneu, prin studiul unui element de lungime iniţială ab. La contactul cu drumul în punctul B, elementul de pneu de lungime ab începe să se comprime. Comprimarea maximă se produce în punctul A, elementul de pneu având lungimea minimă aIbI. Revenirea la lungimea iniţială se face în punctul C, la ieşirea din suprafaţa de contact cu calea de rulare. Dacă se notează cu δ deformaţia elementului ab şi cu g sarcina statică pe care acesta o preia, atunci reprezentarea grafică a funcţiei de dependenţă a celor două mărimi este redată în figura 2.1.1.b Comprimarea este descrisă de curba OAB şi corespunde cu deplasarea elementului de pneu pe porţiunea BA, din suprafaţa de contact, iar destinderea, reprezentată de curba BCOI, corespunde deplasării pe porţiunea AC. Se observă că cele două curbe OAB şi BCOI nu coincid. Pentru aceeaşi deformaţie δ este necesară, la comprimare, o forţă g2 mai mare decât forţa g1, pe care o dezvoltă elementul elastic la destindere.. Rezultă astfel că presiunile în partea din faţă, pe porţiunea AB, a suprafeţei de contact pneu-cale sunt mai mari decât presiunile de contact de pe porţiunea AC a aceleiaşi suprafeţe. Rezultă că presiunile de contact dintre pneu şi cale vor avea o distribuţie asimetrică, fig.2.1.1.a., rezultanta lor, ZR, se va afla pe un suport, deplasat cu distanţa a în sensul de mers, faţă de axa verticală, care trece prin centrul roţii. Reacţiunea ZR generează, în raport cu centrul roţii, un moment de rezistenţă la rulare a cărui valoare se calculează cu relaţia: Mrul= ZR· a (2.1.3) Aria cuprinsă între curbele OAB şi BCOI reprezintă, la scară, energia consumată la deformarea pneului în timpul deplasării pe lungimea zonei de contact. Această energie reprezintă energia pierdută prin fenomenul de histerezis, iar prezenţa sa fizică se manifestă prin încălzirea pneului în timpul rulării. Pe lângă fenomenul de histerezis la apariţia rezistenţei la rulare mai contribuie şi alţi factori cum sunt: deformările tangenţiale ale anvelopei, frecarea superficială dintre pneu şi calea de rulare, deformarea drumului, efectul de ventuză dintre profilul exterior cu contur închis al benzii de rulare şi cale.

2.1.1.Echilibrul roţii nemotoare Pentru a scoate în evidenţă existenţa forţei de rezistenţă la rulare se studiază echilibrul roţii nemotoare, conform figurii 2.1.2., aplicând metoda izolării corpurilor. Astfel în articulaţia de legătură cu puntea asupra roţoii acţionează două forţe perpendiculare: greutatea repartizată pe roată -Gr şi forţa F cu care puntea împinge roata. Ca urmare a acţiunii acestor forţe în suprafaţa de contact a roţii cu

Page 42: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

5

calea de rulare apar reacţiunile drumului asupra roţii: reacţiunea normală-Zr, respectiv reacţiunea tangenţială- X. Contactul dintre roată şi cale se face pe lungimea l, iar forţa de contact Zr este rezultanta forţelor de presiune dintre anvelopă şi cale. Datorită asimetriei repartiţiei forţelor de presiune faţă de axa verticală, punctul de aplicare al forţei Zr este deplasat în sensul de înaintare cu distanţa a.

ωR Va=ct

O F rd Gr Zr X a

Fig.2.1.2. Echilibrul roţii nemotoare Ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente ale roţii nemotoare, la

deplasarea automobilului cu viteză uniformă, sunt următoarele: Zr – Gr = 0 F – X = 0 (2.1.4.) Zr • a –X • rd= 0 Din aceste relaţii se poate determina expresia forţei Rr, numită rezistenţă la rulare, care apare la roată şi care se opune înaintării sale:

F = X = Zr ·dra

= f ·Zr = Rr (2.1.5.)

unde raportul dra

se numeşte coeficient de rezistenţă la rulare şi se notează cu f.

Pentru întregul automobil rezistenţa la rulare se calculează cu relaţia: Rr = ΣRri = f · Ga (2.1.6.) unde: Rri reprezintă rezistenţa la rulare la roata „i”.

Page 43: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

6

Relaţia 2.1.6. este echivalentă cu relaţia 2.1.2. prin care a fost introdus coeficientul rezistenţei la rulare f. Pentru un drum în rampă de înclinare α rezistenţa la rulare se calculează cu relaţia : Rr= f · Ga· cosα (2.1.7.)

2.2. Rezistenţa aerului

Rezistenţa aerului -Ra- reprezintă o forţă care se opune înaintării automobilului şi apare ca urmare a interacţiunii dintre aer şi automobilul aflat în mişcare. Ea este o forţă paralelă cu calea de rulare, cu acţiune permanentă, de sens opus vitezei automobilului şi are un punct de aplicaţie numit centru frontal de presiune, situat în planul de simetrie longitudinal al automobilului, la înălţimea ha deasupra drumului, conform figurii 2.2.1

Fig.2.2.1. Forţele care acţionează asupra automobilului .

Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt următoarele: frecarea dintre aer şi suprafeţele automobilului, repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi spate a caroseriei, energia consumată datorită formării turbioanelor de aer. Valoarea rezistenţei aerului depinde de forma automobilului, de mărimea secţiunii transversale a acestuia, de densitatea aerului şi de viteza de deplasare.

Mărimea rezistenţei aerului Ra se determină experimental în tunele aerodinamice. În astfel de instalaţii complexe, pe automobile reale sau realizate la o anumită scară de proporţionalitate, se analizează regimurile de curgere ale curenţilor de aer în jurul caroseriei, luându-se măsuri constructive pentru optimizarea curgerii acestora şi reducerea posibilităţilor de apariţie a turbioanelor.

Page 44: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

7

Din mecanica fluidelor se ştie că rezistenţa cu care aerul se opune înaintării unui corp în mişcare, având viteze similare automobilului (0-330 m/s) este proporţională cu densitatea aerului ρ,cu aria secţiunii transversale maxime A a automobilului şi cu pătratul vitezei de deplasare Va a acestuia:

2

21

axa VAcR ⋅⋅⋅= ρ [ N ] (2.2.1.)

unde: ρ =1,225 [kg/m3]-densitatea aerului;

cx - coeficientul de rezistenţă a aerului; A - aria secţiunii transversale maxime [m2]; Va- viteza de deplasare a automobilului în raport cu aerul ambiental[m/s] Notând produsul constant:

Kcx =⋅⋅ ρ21

[kg/m3] (2.2.2.)

numit coeficient aerodinamic, rezistenţa aerului este dată de relaţia:

Ra = K . A . V2 a [ N ] (2.2.3.) (în condiţii atmosferice standard K = 0,6125 Cx kg/m3)

Aria transversală maximă se determină, cu suficientă precizie (erori sub 5%), după desenul de ansamblu al automobilului în vederea frontală, utilizând relaţia:

A = B . H [ m2 ] (2.2.4.)

unde : B este ecartamentul automobilului [m]; H este înălţimea automobilului [m]. Ca metodă de alegere a mărimii coeficientului de rezistenţă a aerului Cx

(sau a coeficientului aerodinamic K ) în bibliografia de specialitate sunt prezentate date experimentale pentru automobile cu formă apropiată de cea a unui nou automobil care, eventual, trebuie proiectat. În acest sens în tabelele 2.2.1.şi 2.2.2. sunt cuprinse asemenea date pentru diverse categorii de automobile. Tabelul 2.2.1.Valori ale coeficientului de rezistenţă a aerului pentru autoturisme

Nr. crt.

Tipul autoturismului Cx

Nr. crt. Tipul autoturismului Cx

1 Audi 1000 Coupe 0,376 9 Porsche 911 0,380 2 BMW 1500 0,300 10 Porsche 904 GTS 0,330 3 Citroen DS+19 0,311 11 Renault R8 0,370

Page 45: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

8

Nr. crt.

Tipul autoturismului Cx

Nr. crt. Tipul autoturismului Cx

4 Ferrari 250 GT 0,286 12 Skoda Favorit 0,360 5 Ford 17 MP3 0,393 13 Volkswagen 1200 0,445 6 Ford Falcon 0,419 14 Volvo 12 S 0,424 7 Ford Mustang 0,475 15 Dacia 1300 0,452 8 Jaguar MK+TV 0,390 16 Oltcit Club 0,390

Tabelul 2.2.2. Valori ale coeficientului de rezistenţă a aerului pentru autoturisme, autocamioane şi autobuze

Tipul automobilului A m2 Cx

Automobil de curse 1,0 – 1,3 0,2 – 0,25 Autoturism cu caroserie închisă 1,6 – 2,8 0,3 – 0,5

Autoturism cu caroserie deschisă 1,5 – 2,0 0,65 – 0,8 Autobuz 3,5 – 7,0 0,7 – 0,8

Autocamion cu platformă deschisă 3,0 – 5,3 0,9 – 1,0 Autotren rutier, cu două elemente caroserie

platformă 4,0 – 5,3 1,0 – 1,25

Autofurgon 3,5 – 8,0 0,6 – 0,75 Autotren rutier, cu două elemente caroserie

furgon 7,0 – 8,0 0,95 – 1,0

2.3. Rezistenţa la demarare

Regimurile tranzitorii ale mişcării automobilului sunt caracterizate de modificarea vitezei de deplasare, prin accelerare sau frânare. Rezistenţa la demarare -Rd- este o forţă care se opune înaintării automobilului şi se manifestă în regimul de mişcare accelerată. Ea apare ca urmare a inerţiei de translaţie sau de rotaţie cu care piesele automobilului, prin masa lor, se opun accelerării sale. În regimul frânării inerţia pieselor automobilului devine o forţă activă, care tinde să menţină deplasarea automobilului şi contribuie la mărirea spaţiului său de frânare.

La mişcarea accelerată a automobilului masa sa totală, în mişcare de translaţie cu acceleraţia a, se opune mişcării cu o forţă de inerţie FI =--ma•a, iar piesele care execută mişcare de rotaţie se opun cu momentul de inerţie Mi , dat de produsul dintre momentul de inerţie masic J şi acceleraţia unghiulară ε , adică : Mi= – J • ε.

Dacă se notează cu Rd forţa rezistentă totală la demarare, atunci expresia ei va fi:

Page 46: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

9

Rd = Rdt + Rdr (2.3.1.) unde: Rdt este forţa de inerţie datorată masei totale a automobilului aflat în

mişcare accelerată de translaţie; Rdr este forţa de rezistenţă datorată inerţiei pieselor în mişcare de rotaţie. Rezistenţa la demarare Rdt se calculează cu relaţia:

Rdt = ma • dtdVa = ma • a (2.3.2.)

unde: ma este masa totală a automobilului;

dt

dVa = a reprezintă acceleraţia automobilului.

Pentru calculul rezistenţei la demarare, generată de masele în mişcare de rotaţie se vor înlocui toate aceste mase cu o singură masă de translaţie, ipotetică, numită masă redusă, mred , care are proprietatea că la viteza oarecare V de deplasare a automobilului are aceeaşi energie cinetică cu energia cinetică a tuturor maselor aflate în mişcare de rotaţie. Dacă se notează cu Ji momentul masic al unei piese "i" a transmisiei, inclusiv momentul de inerţie masic al motorului redus la arborele cotit, cu ωi viteza unghiulară de rotaţie a acesteia, cu ηt randamentul transmisiei până la roţile automobilului, cu Jr momentul de inerţie masic al unei roţi şi cu ωr viteza unghiulară a roţilor motoare, relaţia de echivalenţă devine:

2

21

ared Vm ⋅ = ∑∑ ⋅+⋅⋅ 22

21

21

rrtii JJ ωηω (2.3.3.)

Randamentul ηt care afectează energia piesei oarecare "i" în mişcare de

rotaţie, exprimă faptul că nu toată energia acesteia ajunge la roţile motoare ale automobilului, o parte pierzându-se în transmisie prin frecări.

Relaţia de legătură între viteza automobilului Va şi viteza unghiulară ωi a piesei care execută mişcare de rotaţie, este de forma:

rti

irRa r

irV ⋅=⋅=

ωω (2.3.4.)

unde : ωR este viteza unghiulartă a roţii motoare; iti este raportul de transmitere între piesa arecare "i" şi roţile motoare.

Dacă se înlocuieşte relaţia 2.3.4. în 2.3.3., după simplificări, se obţine:

∑ ∑+⋅⋅=r

rt

r

tiired r

Jri

Jm 22

2

η (2.3.5.)

Page 47: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

10

Rezistenţa la demarare datorată maselor în mişcare de rotaţie-Rdr se va calcula cu relaţia:

Rdr= mred•dtdV

(2.3.6.)

Ţinând seama de relaţiile 2.3.2., 2.3.5. şi 2.3.6. pentru calculul rezistenţei la demarare Rd relaţia 2.3.1. devine:

dt

dVrJ

riJ

dtdV

mR a

r

rt

r

tii

aad

⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⋅⋅+⋅= ∑ ∑ 22

2

η (2.3.7.)

Dând factor comun dt

dVm a

a ⋅ se obţine:

( )ρλ ++⋅= 1dt

dVmR a

ad (2.3.8.)

unde s-au notat prin λ şi ρ rapoartele adimensionale:

∑ ⋅⋅⋅

= tira

tii

rmiJ

ηλ 2

2

; ∑ ⋅=

ra

r

rmJ

2ρ (2.3.9.)

Raportul λ reprezintă influenţa pieselor transmisiei automobilului care execută mişcare de rotaţie, inclusiv momentul de inerţie masic al motorului redus la arborele cotit. Raportul ρ reprezintă aceeaşi influenţă exercitată de roţile automobilului. Se defineşte coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie, δ, prin expresia: δ = 1+ λ + ρ (2.3.10) Din ultimele două relaţii se poate constata că valoarea coeficientului δ se va modifica odată cu schimbarea treptelor de viteze, datorită mărimilor iti, Ji.

Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului δ în fiecare treaptă de viteze.

Ca modalitate de alegere a mărimii coeficientului δ bibliografia de specialitate recomandă mai multe metode:

a) utilizarea, dacă se dispune din studiul soluţiilor similare a valorilor corespunzătoare automobilelor cu caracteristicile cele mai apropiate. În acest caz

Page 48: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

11

IR

IR

se estimează pe baza schemei din fig.2.3.1. valoarea coeficientului δ1 în prima treaptă a cutiei de viteze, cu relaţia:

22

20

21

111ra

Rt

r

cv

a

m

rmJ

rii

mJ

⋅+⋅⋅

+= ∑ηδ (2.3.11.)

unde:

Jm - este momentul masic de inerţie al pieselor motorului reduse la arborele primar al cutiei de viteze [kg.m2]; JR- momentul mastic de inerţie al unei roţi [kg.m2]; icv 1- raportul de transmitere al primei trepte din cutia de viteze; i0- raportul de transmitere al transmisiei principale; ηt- randamentul transmisiei; rr- raza de rulare a roţilor [m].

iCVK Im io

Pentru celelalte trepte, grupând constantele, se obţine relaţia de calcul:

RcvkMk i δδδ +⋅+= 21 (2.3.12) unde:

tra

mM r

imJ

ηδ ⋅⋅= 2

20 şi 2

1

ra

RR rm

J∑=δ (2.3.13)

b) Utilizarea de valori medii funcţie de tipul şi caracteristicile

automobilului din datele statistice cuprinse în tabelele 2.3.1. şi 2. 3.2.

Fig.2.3.1. Modelul dinamic simplificat al autovehiculului

IR

IR

Page 49: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

12

Tabelul 2.3.1. Valori ale coeficienţilor maselor în mişcare de rotaţie Momentele de

inerţie [kg.m2]; Tipul automobilului

Im Ir

icv 1 io δ1

Autoturisme 0,2-0,7 2,0-6,0 3 – 4 3 – 4 1,2 –1,4

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

Tabelul 2.3.2.Valori ale coeficienţilor maselor în mişcare de rotaţie

Tipul automobilului δM δR icv 1 Autoturisme 0,02 – 0,04 0,03 – 0,02 3 – 4 Autobuze, autocamioane 0,02 – 0,04 0,05 – 0,03 6 – 8

c) În bibliografia de specialitate pentru calculul coeficientului δk se

recomandă şi relaţia:

δk=1+σ٠i2CVk (2.3.14.)

în care: σ =0,04-0,09; iCVk-raportul de transmitere în treapta k a cutiei de viteze. În concluzie trebuie precizat faptul că indiferent de metoda folosită pentru determinarea coeficientului δ de influenţă a maselor în mişcare de rotaţie rezistenţa la demarare Rd se calculează cu relaţia:

Rd = dt

dVm a

a ••δ =dt

dVg

G aa ••δ [N] (2.3.15.)

unde: ma reprezintă masa totală a automobilului [kg]; Ga reprezintă greutatea totală a automobilului [N];

dt

dVa reprezintă acceleraţia automobilului [ 2sm

].

Observaţii:

a) În regimul frânării rezistenţa la demarare devine o forţă activă, acţionând în sensul deplasării automobilului.

b) În cazul frânării cu motorul decuplat inerţia masei de translaţie nu este influenţată de momentul masic de inerţie al motorului. Ca urmare în relaţiile de mai sus Jm = δm=0.

Page 50: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

13

c) Forţa Rd de rezistenţă la demararea automobilului se consideră că are punctul de aplicare în centrul de greutate al automobilului.

2.4. Rezistenţa la pantă La deplasarea automobilului pe drumuri cu înclinarea longitudinală α,

figura 2.4.1., greutatea sa totală Ga , al cărei punct de aplicare se află în centrul de greutate cg, se descompune astfel: o componentă perpendiculară pe calea de rulare-Ga •cosα şi una paralelă cu aceasta- Ga • sinα. Componenta paralelă cu calea de rulare, numită rezistenţă la pantă -Rp se opune înaintării automobilului pe rampă. Dacă automobilul coboară panta atunci componenta Ga • sinα. devine forţă activă, care contribuie la deplasarea automobilului.

Fig.2.4.1.Rezistenţele la înaintarea automobilului

Expresia de calcul a rezistenţei la pantă este dată de relaţia:

Rp =± Ga sin α [N] (2.4.1) unde: α este unghiul de înclinare al căii de rulare în plan longitudinal. Observaţie: semnul „+” se foloseşte la urcarea rampelor, iar semnul „--” la coborârea pantelor. . Pentru pante cu înclinări mici la care eroarea aproximării : sinα ≈ tgα este

sub 5% ,panta se exprimă în procente: p % = tgα =lh

(fig.2.4.1.)

În acest caz expresia rezistenţei la pantă se calculează cu relaţia:

Rp = Ga . p [N] (2.4.2.)

În tabelul 2.4.1. sunt prezentate valori medii şi maxime admise pentru unghiul rampei în funcţie de tipul automobilului.

Page 51: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

14

Tabelul 2.4.1.Valori medii şi maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii de rulare

Tipul automobilului Valori medii Valori maxime Autovehicule cu o punte motoare 17o – 19o 22o

Autovehicule cu tracţiune integrală cuplată 28o – 32o 35o

Deoarece rezistenţa la rulare Rr cât şi rezistenţa la pantă Rp sunt

determinate de starea şi caracteristicile căii de rulare, se defineşte forţa de rezistenţă totală a căii -Rψ, calculată cu relaţia:

Rψ = Rr + Rp = Ga( f cosα +sinα ) = Ga . ψ [N] (2.4.3.)

unde : f . cos α + sin α = ψ este coeficientul rezistenţei totale a căii de rulare. Puterile consumate pentru învingerea rezistenţelor la înaintare, respectiv

puterea pentru învingerea rezistenţei la rulare Pr, puterea pentru învingerea rezistenţei la aerului Pa , puterea pentru învingerea rezistenţei la demarare Pd şi puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la pantă Pp se calculează cu relaţiile: Pr = Va• Rr = Va•f•Ga•cosα [W] Pa= Va• Ra = k•A• Va

3 [W] (2.4.4.)

Pd = Va• Rd = Va• δ • ma •dt

dVa [W]

Pp = Va• Rp = Va•Ga• sinα [W]

2.5. Momentul la roata motoare- MR Schema de principiu a transmisiei unui automobil este prezentată în figura

2.5.1. În regimul nominal de funcţionare motorul M dezvoltă puterea efectivă Pe, momentul motor efectiv Me şi turaţia efectivă ne. Prin intermediul transmisiei, alcătuită din ambreiajul A, cutia de viteze CV, transmisia longitudinală TL şi puntea motoare PM fluxul de putere al motorului ajunge la roţile motoare RM, unde regăsim puterea la roată PR, momentul motor la roată MR şi turaţia roţii

Page 52: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

15

Pe, Me, ne icv

Va M A CV TL TP PM

io, PM RM (PR, MR, n)

Fig.2.5.1.Schema transmisiei unui automobil motoare nR. Dacă ambreiajul A are rolul să cupleze sau să decupleze transmisia de motor, în cutia de viteze CV are loc o primă multiplicare a momentului motor dezvoltat de motorul automobilului şi demultiplicarea turaţiei, cu o valoare egală cu mărimea raportului de transmitere al treptei de viteze cuplate cu itr>1 (demultiplicarea momentului şi multiplicarea turaţiei se produce numai la cuplarea treptei de viteze cu raportul de transmitere subunitar). Transmisia longitudinală TL, cu raportul de transmitere mediu unitar, are rolul să transmită fluxul de putere între doi arbori neconcurenţi, de la cutia de viteze CV la transmisia principală TP. Aceasta are raportul de transmitere iO (iO > 1) şi este montată în puntea motoare PM. De la transmisia principală fluxul de putere ajunge, prin intermediul diferenţialului, la roţile motoare RM.

Datorită frecărilor care apar între elementele transmisiei (frecările din lagăre, frecările cu elementele de etanşare, pierderile prin barbotarea uleiului din cartere) la roţile motoare ale automobilului nu ajunge toată puterea dezvoltată de motor, o parte din aceasta pierzându-se pe transmisie. Dacă se notează cu ηt randamentul total al transmisiei puterea PR disponibilă la roţile motoare se poate calcula cu relaţia:

PR = ηt•Pe = ηt•Me•ωe (2.5.1.) unde: Pe, Me, şi ne reprezintă, respectiv, puterea efectivă, momentul

efectiv şi turaţia efectivă a motorului automobilului. Viteza unghiulară a roţilor motoare ωR se calculează în funcţie de viteza

unghiulară a motorului ωe, cunoscând raportul total de transmitere al transmisiei it= iCV •iCD • iO, astfel:

ωR = t

e

= OCDCV

e

iii ⋅⋅ω

(2.5.2.)

unde iCD reprezintă raportul de transmitere al cutiei de distribuţie sau reductorului central ( dacă acestea sunt montate pe transmisie).

Cunoscând puterea la roata motoare PR calculată cu rel.2.5.1. şi viteza unghiulară a roţii motoare ωR, dată de rel.2.5.2., se poate calcula mărimea

Page 53: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

16

momentului motor MR, care antrenează roţile motoare ale automobilului cu relaţia:

MR = R

RPω

= Me • iCV • iCD • iO • ηt (2.5.3.)

Din rel.2.5.3. se poate observa că momentul motor MR la roata de

propulsie a automobilului este mai mare decât momentul motorului Me având în vedere că produsul it = iCV • iCD • iO >> 1 iar ηt =0,82-0,93.

2.6.Echilibrul roţii motoare Pentru studiul echilibrului roţii motoare a automobilului se aplică metoda izolării corpurilor, fig.2.6.1.,. La deplasarea automobilului cu viteză constantă, Va=ct, asupra roţii motoare acţionează momentul motor MR , cu care arborele planetar antrenează roata motoare, iar articulaţia de legătură a roţii cu puntea este înlocuită cu două forţe perpendiculare: sarcina verticală care revine roţii-Gr şi forţa de tracţiune Ft ,cu care puntea se opune înaintării roţii motoare. Ca urmare a acţiunii momentului la roată şi a forţelor mai sus amintite în suprafaţa de contact a roţii cu calea de rulare apar, respectiv, reacţiunile normală-Zr şi tangenţială-X.

MR ωR Va

Ft O rd Gr Zr X a Fig.2.6.1. Echilibrul roţii motoare În suprafaţa de contact dintre roată şi cale reacţiunea verticală Zr reprezintă rezultanta forţelor de presiune dintre anvelopă şi cale. Datorită asimetriei repartiţiei forţelor de presiune pe lungimea suprafeţei de contact (cauzată de fenomenul de

Page 54: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

17

histerezis), forţa verticală rezultantă este deplasată, spre sensul de înaintare, cu distanţa a. Ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente ale roţii motoare, la deplasarea automobilului cu viteză constantă, sunt următoarele:

ΣFx = 0, adică: X – Ft = 0 ΣFy= 0, adică: (2.6.1.) Zr – Gr = 0 ΣMO = 0, adică: X • rd + Zr • a – MR = 0

Din ultima relaţie rezultă:

X = d

rd

R

raZ

rM

•− (2.6.2.)

În mod convenţional se defineşte forţa la roată FR forţa rezultantă a eforturilor de frecare dintre pneu şi calea de rulare, care ar produce asupra roţii acelaşi efect pe care-l produce momentul motor aplicat roţii motoare Mr, adică:

FR = d

R

rM

(2.6.3.)

Ca şi în cazul roţii nemotoare ( subcapitolul 2.1.1.) raportul dra

este numit

coeficient de rezistenţă la rulare şi se notează cu f. Cu această observaţie, ţinând seama de relaţiile 2.6.1. şi 2.6.2. se ajunge la expresia: Ft= FR – f • Gr = FR – Rr (2.6.4.) unde: Rr = f • Zr este rezistenţa la rulare (Gr =Rr).

Din relaţia 2.6.4. se observă că forţa de tracţiune Ft, cu care roata motoare împinge puntea automobilului (asigură propulsarea automobilului), este dată de diferenţa dintre forţa la roată FR, generată de momentul la roată MR şi rezistenţa la rulare Rr, proprie roţii motoare.

Page 55: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

18

2.7. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului şi bilanţul său de tracţiune

Pentru stabilirea ecuaţiei de mişcare se ia în considerare automobilul în

deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală α, în mişcare accelerată, fig.2.4.1. Automobilul se deplasează sub influenţa forţei de tracţiune Ft şi a forţelor de rezistenţă, la demarare -Rd, la pantă- Rp şi a aerului -Ra.

Ecuaţia de echilibru de forţe de-a lungul căii de rulare poate fi scrisă sub forma:

Ft – Rr –Rd –Rp –Ra = 0 (2.7.1) Înlocuind forţa de tracţiune Ft cu valoarea dată de relaţia 2.6.4., se obţine: FR – Rr –Rd –Rp –Ra = 0 (2.7.2.)

în care forţa la roată FR se calculează cu relaţia:

d

tte

d

RR r

iMr

MFη⋅⋅

== (2.7.3.)

În relaţia 2.7.3. semnificaţia notaţiilor este următoarea: -Me este momentul efectiv al motorului; -it= iCV

•iCD• i o , reprezintă raportul total de transmitere al transmisiei; -η t este randamentul transmisiei; -rd este raza dinamică a roţii automobilului. Introducând expresiile rezistenţelor la înaintare relaţia 2.7.2. devine:

Fig.2.7.1. Bilanţul de tracţiune al automobilului

Page 56: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

19

FR = f • Ga • cos α +Ga • sin α + k • A •V2 +dtdV

gGa ⋅⋅δ (2.7.4.)

Relaţia 2.7.4. reprezintă ecuaţia de mişcare rectilinie a automobilului. Ea este o ecuaţie diferenţială de ordinul I. Cu ajutorul acestei relaţii se determină bilanţul de tracţiune al automobilului, care defineşte echilibrul tuturor forţelor care acţionează asupra automobilului în mişcare rectilinie, motorul funcţionând la admisie totală. Forţa totală la roată FR, obţinută prin însumarea forţelor tangenţiale de la toate roţile motoare ale automobilului, echilibrează suma forţelor rezistente, care se opun înaintării automobilului.

Reprezentând grafic relaţia 2.7.4. se obţine diagrama bilanţului de tracţiune, pentru o treaptă oarecare din cutia de viteze, funcţie de viteza de deplasare a automobilului (fig.2.7.1.)

Pentru o viteză V1 a automobilului segmentul fe reprezintă, la scară, mărimea rezistenţei la rulare Rr, segmentul ed reprezintă mărimea rezistenţei la pantă Rp, segmentul da reprezintă mărimea rezistenţei aerului Ra iar segmentul ab reprezintă mărimea rezistenţei la demarare Rd sau disponibilul de forţă pentru accelerare. La intersecţia dintre suma rezistenţelor la înaintare Rr + Rp+ Ra şi curba forţei la roată FR, în punctul c, rezultă viteza maximă Vmax a automobilului, când disponibilul de forţă pentru accelerare devine nul (Rd = 0).La admisie parţială a motorului forţa la roată s-a notat cu FR

I ( curba cu linie întreruptă).

Cazuri particulare ale ecuaţiei de mişcare a automobilului: a) deplasarea cu viteză maximă: La deplasarea automobilului cu viteza maximă, pe un drum orizontal,

rezistenţa la pantă Rp şi forţa disponibilă pentru accelerare sunt nule, astfel încât relaţia 2.7.4. devine:

2maxmax 2

1axavR VACfGF ⋅⋅+⋅= ρ (2.7.5.)

b) deplasarea pe calea de rulare cu înclinarea longitudinală maximă sau pe calea cu rezistenţă specifică maximă.

În acest caz coeficientul rezistenţei totale a drumului ψ ia forma: ψ =ψmax= f •cos αmax + sin αmax, iar relaţia 2.7.4. ia forma următoare:

2maxmaxmax 2

1IxaRI VACGF ⋅⋅+⋅= ρψ (2.7.6.)

unde: FRI max este forţa la roată maximă în prima treaptă a cutiei de viteze; VI min reprezintă viteza minimă stabilă a automobilului în prima treaptă a cutiei de viteze.

La deplasarea pe rampa maximă, cu viteză minimă stabilă în treapta I a cutiei de viteze, rezistenţa aerului Ra se poate neglija, ca fiind foarte mică, în comparaţie cu celelalte forţe, care se opun înaintării automobilului, rezultând o altă formă a ecuaţiei de mişcare a, specifică acestui regim de deplasare:

Page 57: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

20

maxIm ψ⋅= aaxR GF (2.7.7.)

c) pornirea din loc cu acceleraţia maximă pe drum orizontal: În acest caz rezistenţa la pantă Rp , ca şi rezistenţa aerului Ra, sunt nule,

deci ecuaţia generală de mişcare ia forma particulară:

max1

1max1 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅+⋅=

dtdV

mfGF aaaRaδ (2.7.8.)

unde max1

max1 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=

dtdV

a a este acceleraţia maximă în prima treaptă a cutiei de

viteze. O altă formă a ecuaţiei de mişcare a automobilului este dată de relaţia

2.7.9., din care se poate calcula acceleraţia automobilului:

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ⋅⋅⋅⋅−−⋅⋅−= 2

21sincos axaar

a

a VAcGfGFmdt

dVρααδ

(2.7.9.)

sau:

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ⋅⋅⋅⋅−⋅−= 2

21

axara

a VAcGFmdt

dVρψδ

(2.7.10)

Pentru a obţine bilanţul de putere al automobilului, care reprezintă

echilibrul dintre puterea la roată PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare, în relaţia 2.7.4. se înmulţesc ambii membri ai ecuaţiei cu termenul Va (viteza automobilului), rezultând:

PR = FR • Va = Va • Ga • f • cosα +Va •Ga•sinα +k•A•V3a+Va• dt

dVm a

a ⋅⋅δ (2.7.11.)

Curbele de variaţie a puterii efective a motorului Pe , puterii la roată PR şi a celorlalte puteri necesare învingerii rezistenţelor la înaintare (Pr-puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare, Pp- puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la pantă, Pa- puterea consumată pentru învingerea rezistenţei aerului, Pd- puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la demarare) reprezintă, pentru o treaptă oarecare din cutia de viteze, bilanţul de putere al automobilului, fig. 2.7.2.

Page 58: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

21

Fig.2.7.2.Bilanţul de putere al automobilului

Bilanţul de putere se foloseşte pentru calculul puterii transmise la roţile motoare, în diferite regimuri de deplasare ale automobilului. Cazuri particulare de folosire a bilanţului de putere:

a) deplasarea cu viteza maximă, pe cale orizontală:

PRVmax = f • Ga •Vmax +k •A •V3max (2.7.12.)

b) deplasarea pe calea de rulare cu rezistenţă specifică maximă:

PR max = Ga •ψmax•VI max + axx VAc Im3

21

⋅⋅⋅⋅ ρ (2.7.13.)

unde: VI max este viteza maximă în prima treaptă a cutiei de viteze.

c) pornirea din loc cu acceleraţia maximă pe drum orizontal:

PR a max =Ga •VI max•f + ax

aIax

a

dtdV

Vg

G

ImIm ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛⋅⋅⋅ δ (2.7.14.)

unde: ax

a

dtdV

Im

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ = a I max este acceleraţia maximă în prima treaptă a cutiei de

viteze.

Page 59: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

22

2.8.Forţe de contact între pneu şi calea de rulare Atât în cazul roţilor nemotoare (subcapitolul 2.1.1.) cât şi în cazul roţilor

motoare (subcapitolul 2.6.) reacţiunea tangenţială longitudinală, notată cu X,. paralelă cu calea de rulare, poartă numele de forţă de aderenţă.

La deplasarea automobilului pe căi de rulare nedeformabile forţa de aderenţă se confundă, în general, cu forţa de frecare dintre pneu şi cale. În realitate ea are o geneză mai complexă, fiind influenţată de întrepătrunderea dintre elementele de pneu şi drum, de deformabilitatea drumului, de adâncimea de pătrundere a pneului în straturile deformabile ale căii de rulare.

Prin analogie cu forţa de frecare, mărimea forţei de aderenţă depinde de mărimea forţei verticale Zr care acţionează asupra roţii şi de natura suprafeţelor de frecare.

În orice condiţii de deplasare, legate de starea pneurilor, de starea drumului şi de regimul de mişcare al automobilului, forţa de aderenţă X nu poate depăşi o anumită valoare limită, fără ca roata să nu alunece sau să patineze.

Valoarea maximă a forţei X se numeşte aderenţă şi se notează cu Xmax. Raportul dintre aderenţă şi reacţiunea normală a drumului asupra roţii se

numeşte coeficient de aderenţă şi se notează cu φ:

rZX max=ϕ (2.8.1.)

Coeficientul de aderenţă φ este o mărime care se determină experimental. Valorile medii ale coeficientului de aderenţă sunt redate în tabelul 2.8.1. La rularea automobilului pe drumuri umede aderenţa pneurilor cu calea de rulare scade. În aceste situaţii, la deplasarea cu viteze ridicate, datorită interpunerii între pneu şi cale a unei pelicule de lichid, care nu este eliminată de sub anvelopă, se poate pierde complet contactul dintre pneu şi cale, aderenţa devenind nulă. Fenomenul este cunoscut sub numele de hidroplanare sau acvaplanare, iar viteza de deplasare a automobilului, la care pelicula de fluid pătrunde complet sub pneu, se numeşte viteză critică de hidroplanare.

Tabelul 2.8.1.Valori ale coeficientului de aderenţă φ Calitatea drumului Caracteristicile drumului

Uscată Umedă Beton

Beton asfaltat Pavele de piatră

Nisip tasat Pământ tasat

Zăpadă bătută Polei

0,7-0,90 0,5-0,7

0,40-0,55 0,60-0,80 0,50-0,60

- -

0,35-0,45 0,35-0,45 0 ,30-0,40 0,50-0,60 0,30-0,40 0,15-0,30 0,10-0,15

Page 60: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

23

Din relaţia 2.6.2., de la echilibrul roţii motoare, se poate deduce expresia: MR = rd • ( X + f •Zr ) (2.8.2.) Această ecuaţie reprezintă expresia momentului la roată MR aplicat roţii în

funcţie de forţa de aderenţă X şi de rezistenţa la rulare Rr = f •Zr. Deoarece forţa de aderenţă are o valoare maximă dată de expresia Xmax = φ • Zr, rezultă că şi momentul transmis roţii motoare trebuie să nu depăşească o anumită valoare maximă, pentru a nu apărea patinarea roţii.

Ţinând seama de relaţiile 2.8.1 şi 2.8.2 se determină expresia momentului maxim la roată, la limita aderenţei cu relaţia:

MR max = rd ( ) rZf ⋅+⋅ ϕ (2.8.3) În cazul în care aderenţa este nulă, momentul minim la roată , MR min

necesar pentru a învinge momentul dat de rezistenţa la rulare, va fi: MR min= rd • f • Zr (2.8.4) Se poate afirma că momentul aplicat roţii motoare poate lua valori

cuprinse între o valoare maximă, dată de relaţia 2.8.3 şi o valoare minimă, dată de relaţia 2.8.4. Dacă valoarea acestui moment depăşeşte valoarea maximă MRmax apare alunecarea (patinarea) roţilor motoare, cu pierderea stabilităţii automobilului. Alunecarea roţii motoare are o influenţă importantă asupra coeficientului de aderenţă, fapt ce poate fi observat în graficul din figura 2.8.1. Se observă că la valori mici ale alunecării „ a”(20-30%) coeficientul de aderenţă are o valoare maximă şi scade apoi, cu creşterea alunecării.

φ 0,8

0,6

0,4

0,2 0,2 0,4 0,6 0,8 1 a

Fig.2.8.1.Variaţia coeficientului de aderenţă în funcţie de alunecarea roţii

Page 61: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

24

Mărimea coeficientului de aderenţă φ este influenţată de viteza de deplasare a automobilului, de calitatea pneului şi a drumului, de presiunea interioară a aerului din pneu, de sarcina verticală care revine roţilor motoare.

2.8.1.Cercul aderenţei şi elipsa de echiaderenţă Dacă momentul motor MR care acţionează asupra roţii motoare generează

forţa tangenţială longitudinală X şi asupra roţii acţionează şi forţa transversală Fy, fig.2.8.2, atunci reacţiunea căii de rulare va avea şi o componentă transversală Y (Y=Fy). Rezultanta R a forţelor de aderenţă longitudinală şi transversală nu va putea depăşi aderenţa permisă de calea de rulare şi de încărcarea verticală a roţii, adică:

22 YX + ≤ rZ•ϕ (2.8.5.)

Fy Fx

R

Fig.2.8.2.Încărcarea roţii motoare Oricare ar fi raportul dintre mărimile X şi Y, rezultanta lor va fi raza cercului, de mărimea φ • Zr , numit cercul aderenţei, a cărei ecuaţie este dată de relaţia următoare:

X2 + Y2 = φ2 • Z2r = R (2.8.6.)

Se observă că pe măsură ce momentul motor la roată Mr creşte va creşte şi componenta longitudinală X a aderenţei, iar componenta laterală Y se va micşora

MR

Page 62: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

25

(figura 2.8.3.) La limită, dacă forţa de aderenţă longitudinală X ia valoarea maximă, adică X = Xmax =φ•Zr , rezultă că Y = 0., ceea ce înseamnă că roata nu mai poate prelua forţe laterale fără ca să derapeze. Componenta transversală Y a aderenţei se numeşte forţă de ghidare laterală a roţii . Ea poate apărea la deplasarea rectilinie a automobilului, fiind cauzată de vânt lateral sau de înclinarea transversală a drumului sau la deplasarea automobilului în viraj, datorită acţiunii forţei centrifuge şi se opune deplasării laterale a acestuia,. De aici rezultă că, în cazul roţilor motoare sau a celor frânate, încărcate cu moment motor, respectiv, cu moment de frânare, posibilităţile de ghidare laterală a automobilului scad. În cazul unor accelerări sau decelerări intense în viraje poate apare deraparea automobilului, prin creşterea forţei longitudinale X şi micşorarea forţei de ghidare laterală Y.

Fig.2.8.3.Cercul aderenţei Fig.2.8.4. Elipsa de echiaderenţă

Având în vedere raportul real existent între mărimea forţelor longitudinale şi transversale existente în suprafaţa de contact a pneului cu calea de rulare se aminteşte tot mai des de regula încadrării lor într-o elipsă de echiadarenţă, fig.2.8.4., având în ordonată forţa longitudinală de tracţiune Ft şi în abscisă forţa transversală Fy. Se observă că la creşterea unghiului de deviere laterală a pneului axa orizontală a elipsei creşte mai repede decât axa verticală, ceea ce poate conduce, la limită, la ieşirea forţei rezultante R din interiorul elipsei de stabilitate şi la pierderea controlului automobilului. În anumite condiţii de deplasare, când rezultanta R are o valoare mai mică decât valoarea maximă dată de elipsa de echiaderenţă, rămân, sub forma forţelor de rezervă (trasate cu linie întreruptă), disponibilităţi mărite de preluare a unor forţe longitudinale şi transversale. Cele două forţe sunt dependente una de alta, în sensul că atunci când una creşte cealaltă

Page 63: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

26

scade, mărimea rezultantei rămânând constantă. Astfel la creşterea forţei de tracţiune se reduce rezerva forţei laterale, iar la creşterea forţei laterale, cum este cazul înscrierii automobilului în viraj cu viteze ridicate, se reduc forţele de tracţiune de rezervă.

Asupra forţelor longitudinale şi transversale controlul se poate face în mod diferit, în funcţie de caracteristica de generare a acestor forţe. Dacă asupra forţelor longitudinale, de tracţiune sau de frânare, se poate efectua un control permanent, prin introducerea sistemelor de control al tracţiunii sau frânării comandate electronic (ASR, ABS, etc) , asupra forţelor transversale se poate interveni mai puţin, ele depinzând de stilul de conducere al conducătorului automobilului şi de viteza de deplasare. 2.9. Reacţiunile normale ale căii de rulare asupra punţilor automobilului Reacţiunile normale ale căii de rulare asupra punţilor automobilului au un rol important în determinarea aderenţei, asupra performanţelor de demarare, de frânare sau asupra stabilităţii.

Mărimea reacţiunilor normale este condiţionată de repartiţia statică a maselor automobilului pe punţi, repartiţie care depinde de poziţia centrului de greutate şi de înclinarea căii de rulare. În deplasarea automobilului reacţiunile normale se modifică în funcţie de caracteristicile regimului de deplasare (accelerare sau frânare) şi de caracteristicile drumului (drum înclinat sau în viraj).

În cele ce urmează se studiază trei cazuri de automobile aflate pe căi de rulare cu înclinarea longitudinală α, având puntea motoare în spate, în faţă sau ambele punţi motoare.

Fig.2.9.1.Automobil cu puntea motoare în spate

Pentru determinarea reacţiunilor normale ale căii de rulare în condiţii dinamice se analizează, mai întâi, cazul automobilului care se deplasează cu viteza

Page 64: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

27

uniform accelerată, pe o rampă de unghi α, având puntea motoare în spate. Asupra sa acţionează rezistenţele la înaintare şi forţa de tracţiune, conform figurii 2.9.1. Scriind ecuaţiile de momente in raport cu punctele A şi B se obţin expresiile următoare:

Z1• L + ( Mr1+ Mr 2) +Ra• ha +Rd • hg + hg•Ga• sin α -b•Ga•cosα =0 (2.9.1) şi Z2•L-(Mr 1+ Mr 2) - Ra •ha -Rd•hg- Ga•hg• sin α —a•Ga•cosα = 0 (2.9.2.) în care: Z1, Z2 sunt reacţiunile verticale dinamice la puntea faţă, respectiv la puntea din spate; Mr 1, Mr 2 sunt momentele corespunzătoare rezistenţelor la rulare la cele doua punţi; Ra este rezistenţa aerului; Rd reprezintă rezistenţa la demarare; hg este înălţimea centrului de greutate, ha este înălţimea centrului de presiune unde acţionează rezistenţa aerului. Ţinânâd seama de faptul că: Z1 + Z2 = Ga• cos α (2.9.3.) rezultă: Mr 1+ Mr 2= f•rd•Z1 + f•rd•Z2 = f•rd• ( Z1 + Z2 ) = f•rd•Ga•cosα ( 2.9.4.) Reacţiunile verticale Z1 si Z2 se obţin înlocuind relaţiile 2.9.3 si 2.9.4 în relaţiile 2.9.1 şi 2.9.2:

( )L

hRhRrfhbGZ gdaadga •−•−••−•−•

=ααα cossincos

1 (2.9.5.)

Z2 = ( )

LhRhRrfhaG gdaadga •+•+••+•+• ααα cossincos

(2.9.6.)

Analizând ultimele două relaţii se poate constata că mărimea reacţiunilor

verticale la punţile automobilului depinde de mărimea unghiului α de înclinare longitudinală a căii de rulare, de mărimea rezistenţei aerului Ra şi de regimul de deplasare a automobilului ( prin rezistenţa Rd). La creşterea vitezei de deplasare a automobilului, sau la creşterea unghiului α, se produce o descărcare dinamică a punţii faţă (Z1 scade) şi o supraîncărcare dinamică a punţii din spate ( Z2 creşte). În cazul în care automobilul se deplasează cu viteză uniformă (dVa/dt=0),, rezistenţa la demarare Rd se anulează, iar la viteze mici de deplasare rezistenţa

Page 65: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

28

aerului Ra se poate neglija, ca având valori nesemnificative, în raport cu celelalte rezistenţe. In aceste condiţii relaţiile 2.9.5 şi 2.9.6 devin:

( )L

rfhbGZ

dga ααα cossincos1

••−•−•= (2.9.7)

Z2 = ( )

L

rfhaG dga ααα cossincos ••+•+• (2.9.8)

Dacă automobilul se deplasează cu viteza uniformă pe drum orizontal,

(α=0), relaţiile, (2..9.7.) si (2.9.8.) devin:

( )L

rfbGZ da •−

=1 (2.9.9)

Z2 = ( )

LrfaG da •+

(2.9.10.)

Pentru un automobil în repaus, reacţiunile normale ale căii asupra punţilor sunt influenţate de repartiţia statică pe punţi a greutăţii automobilului (cu şi fără sarcină), de poziţia centrului de greutate şi de înclinarea longitudinală α a drumului, figura 2.9.1. Aceste reacţiuni se determină, asemănător cazului anterior, din ecuaţiile de momente faţă de punctele A şi B :

G1 = Ga•L

hb g αα sincos •−•; G2=Ga

Lha g αα sincos •+•

(2.9.11.)

Pe o cale orizontală (α=0) relaţiile 2.9.7. devin:

G1 = Ga•Lb

G2= Ga• La

(2.9.12.)

în care : G1 şi G2 sunt reacţiunile statice la puntea din faţă, respectiv la puntea din spate; Ga este greutatea totală a automobilului; a,b reprezintă distanţele centrului de greutate faţă de puntea faţă, respectiv spate; L este ampatamentul; hg reprezintă înălţimea centrului de greutate. Pentru determinarea valorilor maxime ale reacţiunilor verticale dinamice, la limita aderenţei roţilor cu calea de rulare, se scrie ecuaţia de momente, figura 2.9.1., în raport cu centrul de greutate cg al automobilului:

Page 66: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

29

Z1•a – Z2• b + Mr 1+Mr 2+ X2•hg+ Ra •(ha –hg) –X1 •hg=0 (2.9.13.)

in care: X1 = f • Z1 şi X 2 = φ • Z2 reprezintă forţa de aderenţă (reacţiunea tangenţială maximă).

Cu această observaţie, revenind la relaţia (2.9.13.) şi ţinând seama de ecuaţiile 2.9.3. şi 2.9.4. rezultă:

Z1 =( ) ( )

( )fhLhhRhrfbG

g

gaagda

+−

−−•−•−••

ϕϕαcos

(2.9.14)

Z2 =( ) ( )

( )fhLhhRhfrfaG

g

gaagda

+−

−−•−•+••

ϕαcos

(2.9.15)

Dacă se ţine seama că la deplasarea pe rampă, la limita aderenţei,

automobilul are viteza redusă, rezistenţa aerului Ra se poate neglija. De asemenea valorile termenilor f • rd şi f • hg , se pot neglija, ca fiind reduse în comparaţie cu ceilalţi termeni. Aşadar se obţin expresiile:

Z1 =( )

g

ga

hLhbG•−

••−

ϕαϕ cos

Z2=g

a

hLaG•−••ϕ

αcos (2.9.16)

Cunoscând valoarea reacţiunii verticale dinamice la puntea din spate, Z2,

se poate determina forţa de tracţiune la limita aderenţei cu relaţia Xmax=φ•Z2, sau:

X2 = φ• Z2 = φ • g

a

hLaG•−••ϕ

αcos (2.9.17)

Pentru a vedea mai bine distribuirea greutăţii între punţile automobilului se obişnuieşte ca reacţiunile verticale dinamice să se exprime în funcţie de încărcările statice ale punţilor, cu ajutorul coeficienţilor de încărcare dinamică mi , definiţi ca fiind:

m1 =

1

1

GZ

m2 =

2

2

GZ

(2.9.18)

in care: m1, m2 sunt coeficienţii de încărcare dinamică a punţilor din faţă şi spate.

Dacă în relaţiile 2.9.18. se înlocuiesc valorile forţelor Z1, Z2, G1, G2 cu valorile date de relaţiile 2.9.12. si 2.9.16. rezultă:

Page 67: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

30

m1=( )

( )g

g

hLbhbL•−•••−•

ϕαϕ cos

m2= ( )ghLaL

•−••

ϕαcos

(2.9.19)

Din analiza relaţiilor (2.9.19.) se constată că m1 < 1 şi m2 > 1, ceea ce arată că în timpul deplasării automobilului, având puntea motoare în spate, apare o descărcare dinamică a punţii faţă şi o supraîncărcare dinamică a punţii din spate, comparativ cu încărcările lor statice.

Pentru automobilele care au ampatamentul L= 2,5-4,5 m, la deplasare pe căi orizontale, cu aderenţă bună, puntea spate se supraîncarcă dinamic cu 10-30 % mai mult decât in condiţii statice.

Forţele şi momentele care acţionează asupra automobilului având puntea motoare în faţă sunt reprezentate în figura 2.9.2. Reacţiunea tangenţială la puntea din faţă X1 este egală cu forţa de tracţiune şi asigură propulsarea automobilului pe rampă, iar reacţiunea tangenţială la puntea spate X2 este o forţă îndreptată în sens invers sensului de înaintare, fiind egală cu rezistenţa la rulare:

X1= φ•Z1: X2 = f• Z2 (2.9.20)

Fig.2.9.2. Automobil cu puntea motoare în faţă

Scriind ecuaţiile de momente în raport cu punctele A şi B şi ţinând seama de relaţia 2.9.20. rezultă expresiile reacţiunilor verticale la cele două punţi:

Z1=g

a

hLbG

•+•⋅ϕ

αcos Z2 =

( )g

ga

hLhaG•+

••+•

ϕαϕ cos

(2.9.21)

Page 68: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

31

Cunoscând valoarea reacţiunii verticale dinamice la puntea din faţă, Z1, se poate determina forţa de tracţiune a automobilului având puntea motoare în faţă cu relaţia Xmax= φ • Z1, adică:

Xmax= φ • g

a

hLbG•+••ϕ

αcos. (2.9.22)

Coeficienţii de încărcare dinamică a reacţiunilor la puntea motoare faţă m1,

respectiv la puntea spate m2 ,se vor calcula cu relaţiile:

m1= ( )ghLL

•+•ϕ

αcos ; m2=

( )( )g

g

hLahaL•+•

••+•

ϕαϕ cos

(2.9.23)

Analizând relaţiile 2.9.23. se observă că m1<1 şi m2 > 1, ceea ce arată că şi

în acest caz apare descărcarea dinamică a punţii faţă şi supraîncărcarea punţii spate, comparativ cu sarcinile statice care revin punţilor, asemănător ca în cazul automobilului cu puntea motoare în spate.

Pentru cele mai multe automobile cu puntea motoare în faţă, în condiţii normale de deplasare m1= 0,8 - 0,9, ceea ce arată că puntea spate se încarcă suplimentar cu circa 10-20%, comparativ cu încărcarea sa statică .

Pentru un automobil având ambele punţi motoare forţele, momentele şi reacţiunile care acţionează asupra sa sunt cele prezentate în figura 2.9.3.

Fig.2.9.3.Automobil cu ambele punţi motoare Reacţiunile tangenţiale la ambele punţi sunt forţe de tracţiune, orientate în

sensul de deplasare ale automobilului şi se calculează cu relaţiile:

Page 69: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

32

X1 = φ • Z1 şi X2 = φ • Z2 (2.9.24) Reacţiunile normale la cele două punţi motoare se calculează asemănător

cazurilor anterioare cu ajutorul expresiilor:

Z1 = ( )

LhbG ga αϕ cos••−•

Z2 =( )

LhaG ga αϕ cos••+

(2.9.25)

iar coeficienţii de schimbare dinamică a reacţiunilor se calculează cu relaţiile:

m1= ( )

bhb g αϕ cos••−

m2 = ( )

aha g αϕ cos••+

(2.9.26)

Pentru automobilul cu ambele punţi motoare, de asemenea m1< 1 şi m2 >

1, iar valorile lor uzuale sunt: m1 = 0,4-0,8 şi m2 = 1,2-1,6 ceea ce înseamnă că schimbarea dinamică a reacţiunilor normale în acest caz se face mult mai intens decât la automobilul cu o singură punte motoare.

Forţa de tracţiune maximă se determină dublând valoarea forţei de tracţiune de la puntea la care reacţiunea normală este mai mică:

-dacă Z1< Z2 atunci Xmax= 2 • Z1 • φ ; (2.9.27.) --dacă Z2< Z1 atunci Xmax= 2 • Z2 • φ (2.9.28.) În cazul mai rar în care reacţiunile normale la cele două punţi sunt egale,

Z1 = Z2 , forţa de aderenţă totală a automobilului se determină cu relaţia: Xmax =X1 max + X2 max = φ • (Z1 + Z2 ) = Ga • φ • cosα (2.9.29.)

Page 70: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică Cap.2. Autopropulsarea automobilului

33

TEST DE EVALUARE. CAPITOLUL 2

1.Care sunt cauzele fizice ale apariţiei rezistenţei la rulare ? …………………………………………………………… …………………………………………………………… 2. Care sunt cauzele fizice ale apariţiei rezistenţei aerului? …………………………………………………………… …………………………………………………………… 3. Care sunt cauzele fizice ale apariţiei rezistenţei la demarare ? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 4.Ce valoare are momentul la roată MR faţă de momentul efectiv Me al motorului?

a) mai mare; b) mai mică; c) egală.

5.Ce este forţa de tracţiune şi unde acţionează ea ? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 6.Ce reprezintă bilanţul de putere al automobilului? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 7. Cum se defineşte aderenţa dintre pneu şi calea de rulare? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 8.Ce reprezintă cercul aderenţei ? Dar elipsa de aderenţă? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 9.Explicaţi relaţia existentă între coeficienţii m1 , m2 , de schimbare dinamică a reacţiunilor la punţile automobilului. …………………………………………………………………… …………………………………………………………………… 10. La ce este util calculul reacţiunilor normale la punţi ? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………

Page 71: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

1

3.1. Randamentul transmisiei

3.2.Determinarea caracteristicii exterioare a motorului 3.3.Calculul caracteristicii exterioare necesare

Cap.3. Calculul de tracţiune

3.4.Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei 3.5. Determinarea raportului de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze 3.6.Determinarea numărului şi rapoartelor treptelor din cutia de viteze 3.7. Caracteristica puterilor Test evaluare capitolul 3

Page 72: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

2

CCAAPP.. 33.. CCAALLCCUULLUULL DDEE TTRRAACCŢŢIIUUNNEE

CCaallccuulluull ddee ttrraaccţţiiuunnee aall aauuttoommoobbiilluulluuii ssee ffaaccee îînn ssccooppuull ddeetteerrmmiinnăărriiii uunnoorr

ppaarraammeettrrii aaii mmoottoorruulluuii ((ppuutteerreeaa mmaaxxiimmăă PPmmaaxx şşii ttuurraaţţiiaa ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă nnpp,, mmoommeennttuull mmoottoorr mmaaxxiimm MMmmaaxx şşii ttuurraaţţiiaa ccoorreessppuunnzzăăttooaarree aacceessttuuiiaa nnMM ,, ccoonnssuummuull ssppeecciiffiicc mmiinniimm ccee mmiinn şşii ttuurraaţţiiaa eeccoonnoommiiccăă nneecc aa mmoottoorruulluuii,, eettcc)) şşii aaii ttrraannssmmiissiieeii ((rraannddaammeennttuull aacceesstteeiiaa ηηtt ,, rraappooaarrtteellee ddee ttrraannssmmiitteerree iiCCVV ddiinn ccuuttiiaa ddee vviitteezzee şşii ddiinn ttrraannssmmiissiiaa pprriinncciippaallăă iiOO)),, aassttffeell ccaa aauuttoommoobbiilluull nnoouu pprrooiieeccttaatt ssăă ffiiee ccaappaabbiill ssăă rreeaalliizzeezzee ppeerrffoorrmmaannţţeellee îînnssccrriissee îînn tteemmaa ddee pprrooiieeccttaarree ssaauu ssăă rreeaalliizzeezzee ppeerrffoorrmmaannţţee aasseemmăănnăăttooaarree ccuu cceellee aallee mmooddeelleelloorr ssiimmiillaarree eexxiisstteennttee ppee ppllaann mmoonnddiiaall.. PPaarraammeettrriiii ccee ccaarraacctteerriizzeeaazzăă ccaalliittăăţţiillee ddee ttrraaccţţiiuunnee aallee uunnuuii aauuttoommoobbiill ppoott ffii ddeetteerrmmiinnaattee eexxppeerriimmeennttaall,, îînn ppoolliiggooaannee ssppeecciiaall aammeennaajjaattee,, ffoolloossiinndd aappaarraattuurrăă ddee îînncceerrccaarree ssppeecciiffiiccăă ((eexx:: ccaarr ddiinnaammoommeettrriicc)).. DDee aasseemmeenneeaa ccaallccuulluull ddee ttrraaccţţiiuunnee ppooaattee ffii ffoolloossiitt ppeennttrruu aa vveerriiffiiccaa ddaaccăă ppaarraammeettrriiii mmoottoorruulluuii şşii ttrraannssmmiissiieeii,, aammiinnttiiţţii mmaaii ssuuss,, ssuunntt ccoommppaarraabbiillii ccuu ppaarraammeettrriiii iinnddiiccaaţţii ddee ccăăttrree ffiirrmmaa ccoonnssttrruuccttooaarree ppeennttrruu uunn aauuttoommoobbiill eexxiisstteenntt..

33..11.. RRaannddaammeennttuull ttrraannssmmiissiieeii

Pentru propulsarea automobilului, puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia. TTrraannssmmiitteerreeaa fflluuxxuulluuii ddee ppuutteerree ccaarraacctteerriizzaattăă

Fig. 3.1.1.Valori recomandate pentru randamentul transmisiei

00,,99

00,,8855

00,,8800

aauuttoottuurriissmmee

aauuttoottuurriissmmee 44xx44

aauuttooccaammiiooaannee

mmiiccrroobbuuzzee aauuttoobbuuzzee

aauuttooccaammiiooaannee nnxx44 nn≥≥44

ccaarraacctteerriizzaattăă ddee ppiieerrddeerriiddaattoorraattee ffeennoommeenneelloorr ddeeffrreeccaarree ddiinn oorrggaanneelleettrraannssmmiissiieeii,, ddiinn llaaggăărree,,ffrreeccăărriillee ccuu eelleemmeenntteellee ddeeeettaannşşaarree şşii ppiieerrddeerriillee pprriinnbbaarrbboottaarreeaa uulleeiiuulluuii ddiinnccaarrtteerree.. CCaannttiittaattiivv ppiieerrddeerriilleeddee ppuutteerree ddiinn ttrraannssmmiissiiee sseeaapprreecciiaazzăă pprriinn rraannddaammeennttuullttoottaall aall ttrraannssmmiissiieeii,, tη ,,ccaarree ssee ccaallccuulleeaazzăă ccuu rreellaaţţiiaa

tη ==e

R

PP

==e

tre

PPP −

==11––PPtr

(3.1.1.)

Page 73: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

3

ÎÎnn rreellaaţţiiaa 33..11..11.. nnoottaaţţiiiillee aauu uurrmmăăttooaarreellee sseemmnniiffiiccaaţţiiii:: PPRR eessttee ppuutteerreeaa llaa rrooaattaa mmoottooaarree;; PPee ––ppuutteerreeaa eeffeeccttiivvăă aa mmoottoorruulluuii iiaarr PPttrr ––ppuutteerreeaa ppiieerrdduuttăă ppee ttrraannssmmiissiiaa aauuttoommoobbiilluulluuii..

PPiieerrddeerreeaa ttoottaallăă îînn oorrggaanneellee ttrraannssmmiissiieeii eessttee rreezzuullttaattuull ppiieerrddeerriilloorr ppaarrţţiiaallee ddiinn ffiieeccaarree ssuubbaannssaammbblluu ccoommppoonneenntt aall ttrraannssmmiissiieeii.. DDaaccăă nnoottăămm ccuu ηηCCVV rraannddaammeennttuull ccuuttiieeii ddee vviitteezzee,, ccuu ηηRRDD rraannddaammeennttuull rreedduuccttoorruulluuii ddiissttrriibbuuiittoorr,, ccuu ηηTTLL rraannddaammeennttuull ttrraannssmmiissiieeii lloonnggiittuuddiinnaallee şşii ccuu ηηOO rraannddaammeennttuull ttrraannssmmiissiiee pprriinncciippaallee aattuunnccii rraannddaammeennttuull ttoottaall aall ttrraannssmmiissiieeii ssee ppooaattee ccaallccuullaa ccuu rreellaaţţiiaa::

ηηtt == ηηCCVV•• ηηRRDD•• ηηTTLL•• ηηOO ((33..11..22..)) RRaannddaammeennttuull ttrraannssmmiissiieeii ssee ddeetteerrmmiinnăă eexxppeerriimmeennttaall,, ppee ssttaanndduurrii ddee

îînncceerrccăărrii,, ffiiee ppeennttrruu îînnttrreeaaggaa ttrraannssmmiissiiee,, îînnaaiinnttee ddee aa ffii mmoonnttaattăă ppee aauuttoommoobbiill,, ffiiee ppeennttrruu ffiieeccaarree ssuubbaannssaammbblluu îînn ppaarrttee,, dduuppăă ccaarree ssee ddeetteerrmmiinnăă vvaallooaarreeaa ssaa ttoottaallăă ccuu aajjuuttoorruull rreellaaţţiieeii 33..11..22..

TTrraannssmmiissiiiillee mmeeccaanniiccee ccuu rrooţţii ddiinnţţaattee ssuunntt mmaaii ddeess ffoolloossiittee,, ddaattoorriittăă rraannddaammeennttuulluuii cceell mmaaii rriiddiiccaatt,, îînn ccoommppaarraaţţiiee ccuu cceell rreeaalliizzaatt ddee ttrraannssmmiissiiiillee hhiiddrroommeeccaanniiccee,, hhiiddrroossttaattiiccee ssaauu eelleeccttrriiccee..

PPiieerrddeerriillee ddee ppuutteerree,, îînn ccaazzuull ttrraannssmmiissiieeii mmeeccaanniiccee,, ssuunntt ggeenneerraattee ddee ffrreeccăărriillee ddiinnttrree ffllaannccuurriillee ddiinnţţiilloorr rrooţţiilloorr ddiinnţţaattee,, ddee ffrreeccăărriillee aarrbboorriilloorr îînn llaaggăărree şşii eettaannşşăărrii,, ddee rreezziisstteennţţeellee hhiiddrraauulliiccee ppee ccaarree rrooţţiillee ddiinnţţaattee llee îînnttââmmppiinnăă,, pprriinn bbaarrbboottaarreeaa uulleeiiuulluuii ddiinn ccaarrtteerree..

EExxppeerriimmeennttaall ss--aauu ddeetteerrmmiinnaatt uurrmmăăttooaarreellee vvaalloorrii aallee rraannddaammeenntteelloorr ssuubbaannssaammbblleelloorr ccoommppoonneennttee aallee ttrraannssmmiissiieeii mmeeccaanniiccee::

--ccuuttiiaa ddee vviitteezzee :: =cvη 00,,9988 ÷÷ 00,,9999 ((îînn ttrreeaappttaa ddee pprriizzăă ddiirreeccttăă));;

=cvη 00,,9944 ÷÷ 00,,9955 ((îînn cceelleellaallttee ttrreeppttee));; --rreedduuccttoorruull –– ddiissttrriibbuuiittoorr::

=cvη 00,,9911 ÷÷ 00,,9944 ;; --ttrraannssmmiissiiaa lloonnggiittuuddiinnaallăă::

=TLη 00,,999900÷÷00,,999955;; --ttrraannssmmiissiiaa pprriinncciippaallăă::

=0η 00,,9977 ÷÷ 00,,9988 ((ppeennttrruu ttrraannssmmiissiiii pprriinncciippaallee ssiimmppllee));;

=0η 00,,9911 ÷÷ 00,,9933 ((ppeennttrruu ttrraannssmmiissiiii pprriinncciippaallee dduubbllee))..

Deoarece valoarea globală a randamentului transmisiei este dificil de apreciat, în calculele de proiectare se recomandă valorile indicate în figura 3.1.1.

Page 74: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

4

33..22.. DDeetteerrmmiinnaarreeaa ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree aa mmoottoorruulluuii

33..22..11.. AAlleeggeerreeaa ttiippuulluuii mmoottoorruulluuii

CCaa ssuurrssăă ddee eenneerrggiiee aa aauuttoommoobbiilleelloorr ss--aa ggeenneerraalliizzaatt mmoottoorruull ccuu aarrddeerree iinntteerrnnăă ccuu ppiissttoonn.. EExxiisstteennţţaa uunneeii mmaarrii vvaarriieettăăţţii ddee aassttffeell ddee mmoottooaarree iimmppuunnee mmaaii mmuullttee ccrriitteerriiii ddee ccllaassiiffiiccaarree.. CCeell mmaaii iimmppoorrttaanntt ccrriitteerriiuu ccaarree llee ddiiffeerreennţţiiaazzăă ddiinn ppuunncctt ddee vveeddeerree ffuunnccţţiioonnaall,, ccoonnssttrruuccttiivv,, aall ppeerrffoorrmmaannţţeelloorr tteehhnniiccoo –– eeccoonnoommiiccee şşii cceell aall eexxppllooaattăărriiii eessttee mmeettooddaa ddee aapprriinnddeerree aa aammeesstteeccuulluuii ddee ccaarrbbuurraanntt.. DDuuppăă aacceesstt ccrriitteerriiuu mmoottooaarreellee ssee îîmmppaarrtt îînn::

--mmoottooaarree ccuu aapprriinnddeerree pprriinn ssccâânntteeiiee –– m.a.s.((OOttttoo));; --mmoottooaarree ccuu aapprriinnddeerree pprriinn ccoommpprreessiiee –– m.a.c.. ((DDiieesseell)).. OOppţţiiuunneeaa ppeennttrruu uunnuull ddiinn mmoottooaarreellee aammiinnttiittee aarree îînn vveeddeerree ttiippuull,,

ccaarraacctteerriissttiicciillee şşii ddeessttiinnaaţţiiaa aauuttoommoobbiilluulluuii pprrooiieeccttaatt.. Autocamioanele cu sarcină utilă cuprinsă între 2 tone şi 5 tone sunt

echipate cu motoare Diesel în proporţie de 65 – 70%, iar autocamioanele de peste 5 tone în proporţie de 97%.

Consumul de combustibil, ca o caracteristică economică a automobilului, face ca în condiţiile actuale motorul Otto să fie înlocuit cu motorul Diesel atât pentru autocamioane cât şi pentru autoturisme. Avantajul folosirii motorului Diesel, din acest punct de vedere, este evident la regimurile tranzitorii cu viteze medii reduse (funcţionând cu traiectul de admisie complet deschis se reduc pierderile prin laminare şi pompare faţă de m.a.s. la care clapeta obturează trecerea amestecului). Pe măsură ce aceste regimuri au un caracter mai apropiat de cel staţionar, în special la viteze medii ridicate, diferenţele de consum sunt mai puţin accentuate. Începând din anii ’90 s-au realizat m.a.s.-uri care au “împrumutat“ multe tehnici de la m.a.c. şi au atins performanţe chiar superioare m.a.c.-urilor, pe întreaga plaje de modificare a regimurilor de funcţionare (injecţie directă de benzină, stratificarea încărcăturii direct în camera de ardere, eliminarea obturatorului pe traseul de admisie la sarcinile reduse, corectarea fazelor de distribuţie, raport de comprimare variabil).

Prin îmbunătăţirea proceselor termodinamice din m.a.s., constructorii de motoare au pus la dispoziţia industriei de autoturisme motoare m.a.s. cu performanţe de consum şi poluare comparabile cu cele ale tipurilor de m.a.c. Reţinerea pentru utilizarea motoarelor Diesel, în special la autoturisme, se explică prin preţul de achiziţie cu 20 – 30% mai ridicat în comparaţie cu modelele similare echipate cu m.a.s., prin poluarea sonoră mai ridicată, în special la mers în gol, prin greutatea raportată la unitatea de putere sensibil mai ridicată.

ÎÎnn ccaazzuull îînn ccaarree ssee ccaauuttăă ttiippuull ddee mmoottoorr ccaarree vvaa eecchhiippaa uunn aauuttoommoobbiill nnoouu pprrooiieeccttaatt eessttee nneecceessaarrăă aannaalliizzaa aatteennttăă aa mmoottooaarreelloorr ccaarree eecchhiippeeaazzăă ssoolluuţţiiiillee ssiimmiillaarree

Page 75: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

5

ddee aauuttoommoobbiillee,, dduuppăă ccaarree ssee aalleeggee ttiippuull mmoottoorruulluuii ccee vvaa eecchhiippaa aauuttoommoobbiilluull ddee pprrooiieeccttaatt şşii ssee rreeţţiinn,, eevveennttuuaall,, vvaalloorrii aallee ppuutteerriiii mmaaxxiimmee,, aallee mmoommeennttuulluuii mmoottoorr mmaaxxiimm şşii ttuurraaţţiiiillee ccoorreessppuunnzzăăttooaarree aacceessttoorraa,, ccoonnssuummuurriillee ddee ccoommbbuussttiibbiill,, ppee ccaarree mmoottooaarreellee rreessppeeccttiivvee llee rreeaalliizzeeaazzăă..

33..22..22.. EEvvaalluuaarreeaa aannaalliittiiccăă aa ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree PPeerrffoorrmmaannţţeellee ppee ccaarree uunn mmoottoorr llee ppooaattee rreeaalliizzaa şşii ccaarree ppoott ffii ffoolloossiittee llaa

pprrooppuullssaarreeaa aauuttoommoobbiilluulluuii ssuunntt eexxpprriimmaattee ddee ccaarraacctteerriissttiiccaa eexxtteerriiooaarrăă ((ffiigguurraa 33..22..11)).. CCaarraacctteerriissttiiccaa eexxtteerriiooaarrăă ssee oobbţţiinnee ddiinn ccaarraacctteerriissttiiccaa ddee ttuurraaţţiiee aa mmoottoorruulluuii,, aacceessttaa lluuccrrâânndd llaa ssaarrcciinnăă ttoottaallăă,, îînn ccoonnddiiţţiiiillee uunnoorr rreeggllaajjee ooppttiimmee.. EEaa aarraattăă lleeggiillee ddee mmooddiiffiiccaarree aa ppuutteerriiii,, mmoommeennttuulluuii mmoottoorr,, ccoonnssuummuulluuii ssppeecciiffiicc ddee ccoommbbuussttiibbiill şşii uunneeoorrii aa ccoonnssuummuulluuii oorraarr,, îînn ffuunnccţţiiee ddee ttuurraaţţiiaa mmoottoorruulluuii.. AAcceeaassttaa ssee ddeetteerrmmiinnăă eexxppeerriimmeennttaall,, ppee ssttaanndduurriillee ddee îînncceerrccaarree,, ppuutteerreeaa ddeezzvvoollttaattăă ddee mmoottoorr ffiiiinndd ccoonnssuummaattăă ddee oo ffrrâânnăă,, ccaarree ppooaattee ggeenneerraa uunn mmoommeenntt rreezziisstteenntt rreeggllaabbiill.. PPeennttrruu ccoonnssttrruuiirreeaa ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree mmooddiiffiiccaarreeaa ttuurraaţţiieeii mmoottoorruulluuii ssee ffaaccee pprriinn mmooddiiffiiccaarreeaa mmoommeennttuulluuii rreezziisstteenntt llaa ffrrâânnaa ssttaanndduulluuii mmoottoorr,, oorrggaannuull ddee rreeggllaarree aa ddeebbiittuulluuii ddee ccoommbbuussttiibbiill ((ssaauu aammeesstteecc)) aaddmmiiss îînn cciilliinnddrruu,, ffiiiinndd mmeennţţiinnuutt îînn ppoozziiţţiiaa ddeesscchhiiddeerriiii mmaaxxiimmee.. CCuunnoossccâânndd vvaallooaarreeaa MM [[NN••mm]] aa mmoommeennttuulluuii mmoottoorr,, cciittiittăă llaa

ffrrâânnaa ssttaanndduulluuii,, ccoorreessppuunnzzăăttooaarree vviitteezzeeii uunngghhiiuullaarree ωω aa mmoottoorruulluuii ((ωω ==30

n•π [[ss––11]],,

uunnddee nn [[rroott // mmiinn]] eessttee ttuurraaţţiiaa mmoottoorruulluuii)),, ddee aasseemmeenneeaa,, mmăăssuurraattăă îînn ttiimmppuull îînncceerrccăărriilloorr,, ssee ppooaattee ccaallccuullaa ppuutteerreeaa PP ddeezzvvoollttaattăă ddee mmoottoorr ccuu rreellaaţţiiaa::

PP == MM •• ωω [ ]W ((33..22..11))

Pe [W] Pe Me[Nm] Mmax Pmax Me Mmax Pr=PV max ce Me Pe ce [g/kWh] M0 PV max M0 Pe Mp Mr PM PM Me cep ce

P0 cer ce min ce P0 ce min

n(rot/min) n(rot/min) n0 nM nec np nmax n0 nM nec nr nmax a ) m.a.s. b) m.a.c.

Fig.3.2.1. Caracteristicile exterioare la m.a.s. respectiv m.a.c. ZZoonnaa ddee ffuunnccţţiioonnaarree ccuupprriinnssăă îînn iinntteerrvvaalluull ddee ttuurraaţţiiii ((nnoo ,, nnMM)) eessttee

ccuunnoossccuuttăă ssuubb nnuummeellee ddee zzoonnăă ddee ffuunnccţţiioonnaarree iinnssttaabbiillăă aa mmoottoorruulluuii,, ddeeooaarreeccee llaa

Page 76: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

6

ssccăăddeerreeaa ttuurraaţţiieeii mmoottoorruulluuii,, ccaauuzzaattăă ddee ccrreeşştteerreeaa rreezziisstteennţţeelloorr llaa îînnaaiinnttaarree aa aauuttoommoobbiilluulluuii,, ssccaaddee şşii mmoommeennttuull mmoottoorr ddeezzvvoollttaatt llaa aarrbboorreellee ccoottiitt,, mmoottoorruull ffiiiinndd îînn ppeerriiccooll ssăă ssee oopprreeaassccăă..

ZZoonnaa ddee ffuunnccţţiioonnaarree,, ccuupprriinnssăă îînn iinntteerrvvaalluull ddee ttuurraaţţiiii ((nnMM ,, nnmmaaxx)) llaa mm..aa..ss.. şşii ((nnMM,, nnrr )) llaa mm..aa..cc..,, ssee nnuummeeşşttee zzoonnăă ddee ffuunnccţţiioonnaarree ssttaabbiillăă aa mmoottoorruulluuii,, ddeeooaarreeccee llaa ssccăăddeerreeaa ttuurraaţţiieeii mmoottoorruulluuii,, ccaauuzzaattăă ddee ccrreeşştteerreeaa rreezziisstteennţţeelloorr llaa îînnaaiinnttaarree,, ccrreeşşttee mmoommeennttuull mmoottoorr ddeezzvvoollttaatt llaa aarrbboorreellee ccoottiitt,, ffaapptt ccee ccoonndduuccee llaa îînnvviinnggeerreeaa aacceessttoorr rreezziisstteennţţee ssuupplliimmeennttaarree,, ffăărrăă ccaa mmoottoorruull ssăă ffiiee îînn ppeerriiccooll ssăă ssee oopprreeaassccăă (( ssee ssttaabbiilleeşşttee eecchhiilliibbrruull nneecceessaarr îînnttrree rreezziisstteennţţeellee llaa îînnaaiinnttaarree şşii mmoommeennttuull mmoottoorr)).. CCuu ccââtt zzoonnaa ddee ffuunnccţţiioonnaarree ssttaabbiillăă eessttee mmaaii mmaarree ccuu aattââtt mmoottoorruull ppooaattee aassiigguurraa mmaaii bbiinnee îînnvviinnggeerreeaa rreezziisstteennţţeelloorr llaa îînnaaiinnttaarree.. MMăărriimmeeaa aacceesstteeii zzoonnee ssee aapprreecciiaazzăă ccuu aajjuuttoorruull ccooeeffiicciieennttuulluuii ddee eellaassttiicciittaattee aall mmoottoorruulluuii ddeeffiinniitt ccaa ffiiiinndd rraappoorrttuull::

( )rp

Me nn

nC = ((33..22..22..))

uunnddee.. --nnMM eessttee ttuurraaţţiiaa ccoorreessppuunnzzăăttooaarree mmoommeennttuulluuii mmoottoorr mmaaxxiimm;;

--nnpp ((nnrr )) eessttee ttuurraaţţiiaa ccoorreessppuunnzzăăttooaarree ppuutteerriiii mmaaxxiimmee (( llaa mm..aa..ss..)),, rreessppeeccttiivv ppuutteerriiii ddaattee llaa iinnttrraarreeaa îînn ffuunnccţţiiuunnee aa rreegguullaattoorruulluuii ccaarree lliimmiitteeaazzăă ccrreeşştteerreeaa ttuurraaţţiieeii ((llaa mm..aa..cc..)) PPeennttrruu mm..aa..ss.. ccooeeffiicciieennttuull ddee eellaassttiicciittaattee ccee == 00,,4455--00,,6655,, iiaarr ppeennttrruu mm..aa..cc..

ccee == 00,,5555--00,,7755,, eexxiissttâânndd îînnssăă şşii eexxcceeppţţiiii ddee llaa aacceessttee iinntteerrvvaallee rreeccoommaannddaattee îînn bbiibblliiooggrraaffiiaa ddee ssppeecciiaalliittaattee..

MMooddiiffiiccaarreeaa mmoommeennttuulluuii mmoottoorr ppee ttooaattăă zzoonnaa ddee ffuunnccţţiioonnaarree ssttaabbiillăă aa mmoottoorruulluuii,, ssee aapprreecciiaazzăă ccuu aajjuuttoorruull ccooeeffiicciieennttuulluuii ddee aaddaappttaabbiilliittaattee,, ddeeffiinniitt ccaa ffiiiinndd rraappoorrttuull::

( )rpa MM

MC max= ((33..22..33..))

uunnddee:: --MMmmaaxx eessttee mmoommeennttuull mmaaxxiimm aall mmoottoorruulluuii;;

--MMpp ,, ((MMrr ))rreepprreezziinnttăă mmoommeennttuull mmoottoorr ccoorreessppuunnzzăăttoorr ppuutteerriiii mmaaxxiimmee PPmmaaxx ((llaa mm..aa..ss..)),, rreessppeeccttiivv mmoommeennttuull mmoottoorr ccoorreessppuunnzzăăttoorr ppuutteerriiii PPrr ddaattee llaa iinnttrraarreeaa îînn ffuunnccţţiiuunnee aa aa rreegguullaattoorruulluuii ccaarree lliimmiitteeaazzăă ccrreeşştteerreeaa ttuurraaţţiieeii ((llaa mm..aa..cc..))..

ÎÎnn ccaallccuulleellee ddee pprrooiieeccttaarree ssee rreeccoommaannddăă ccaa ppeennttrruu mm..aa..ss.. vvaalloorriillee ccooeeffiicciieennttuulluuii ddee aaddaappttaabbiilliittaattee ssee ffiiee ccuupprriinnssee îînn iinntteerrvvaalluull ccaa == 11,,11--11,,33,, iiaarr ppeennttrruu mm..aa..cc.. ccaa == 11,,0055--11,,1155..

LLaa mmoottooaarreellee ccuu aapprriinnddeerree pprriinn ccoommpprriimmaarree ddeeppăăşşiirreeaa ttuurraaţţiieeii mmaaxxiimmee eessttee ddăăuunnăăttooaarree,, aattââtt ddiinn ccaauuzzaa îînnrrăăuuttăăţţiirriiii pprroocceessuulluuii ddee aarrddeerree ccââtt şşii ddiinn ccaauuzzaa ccrreeşştteerriiii

Page 77: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

7

eexxcceessiivvee aa ffoorrţţeelloorr ddee iinneerrţţiiee,, ddeetteerrmmiinnaattăă ddee mmaasseellee mmaarrii îînn mmiişşccaarree.. PPeennttrruu aacceeaassttaa ssee ffoolloosseeşşttee rreegguullaattoorruull ppoommppeeii ddee iinnjjeeccţţiiee,, ccaarree lliimmiitteeaazzăă ddeeppăăşşiirreeaa ttuurraaţţiiiilloorr mmaaxxiimmee ppoossiibbiillee ((zzoonnaa lliimmiitteeii ddee ffuumm)),, ccâânndd mmoottooaarreellee rreessppeeccttiivvee ffuunnccţţiioonneeaazzăă nneeeeccoonnoommiicc şşii îînn rreeggiimm ddee ssuupprraassoolliicciittaarree tteerrmmiiccăă şşii mmeeccaanniiccăă..

PPeennttrruu mm..aa..ss.. ppuutteerreeaa nneecceessaarrăă aattiinnggeerriiii vviitteezzeeii mmaaxxiimmee PPVV mmaaxx aa aauuttoommoobbiilluulluuii ssee oobbţţiinnee llaa ttuurraaţţiiaa mmaaxxiimmăă aa mmoottoorruulluuii,, nnmmaaxx ((ffiigg..33..22..11..aa..)),, lleeggăăttuurraa

ddiinnttrree aacceeaassttăă ttuurraaţţiiee şşii ttuurraaţţiiaa ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă ffiiiinndd ddee ffoorrmmaa::Pn

nmax ==11,,0055--11,,2255..

PPeennttrruu mm..aa..cc.. ppuutteerreeaa nneecceessaarrăă aattiinnggeerriiii vviitteezzeeii mmaaxxiimmee PPVV mmaaxx aa aauuttoommoobbiilluulluuii eessttee ddaattăă ddee ppuutteerreeaa ccoorreessppuunnzzăăttooaarree iinnttrrăărriiii îînn ffuunnccţţiiuunnee aa rreegguullaattoorruulluuii lliimmiittaattoorr ddee ttuurraaţţiiee,, PPVV mmaaxx == PPrr ,, ((ffiigg..33..22..11..bb..)),, lleeggăăttuurraa ddiinnttrree ttuurraaţţiiaa

ddee rreegguullaattoorr şşii ttuurraaţţiiaa ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă ffiiiinndd ddee ffoorrmmaa:: p

r

nn

==00,,99--11,,00..

CCaalliittăăţţiillee mmoottoorruulluuii aauuttoommoobbiilluulluuii ssee eexxpprriimmăă pprriinn ooffeerrttaa eexxiisstteennttăă ddee ppuutteerree eeffeeccttiivvăă şşii mmoommeenntt eeffeeccttiivv,, ccaarree ssăă ppooaattăă ffii ffoolloossiittee ppee ttrraannssmmiissiiee.. DDoommeenniiuull ddee ooffeerrttăă eessttee ddaatt ddee ccaarraacctteerriissttiiccaa eexxtteerrnnăă,, ccaarree ddeetteerrmmiinnăă ppoossiibbiilliittăăţţiillee mmaaxxiimmee aallee mmoottoorruulluuii îînn cceeeeaa ccee pprriivveeşşttee ppuutteerreeaa eeffeeccttiivvăă şşii mmoommeennttuull eeffeeccttiivv.. ÎÎnn ccoonnsseecciinnţţăă ccaarraacctteerriissttiiccaa llaa ssaarrcciinnaa ttoottaallăă ccoonnţţiinnee ccuurrbbeellee ddee eevvoolluuţţiiee aallee ppuutteerriiii eeffeeccttiivvee--PPee== ff ((nn)),, mmoommeennttuulluuii mmoottoorr eeffeeccttiivv MMee== ,, ccoonnssuummuulluuii ssppeecciiffiicc ddee ccoommbbuussttiibbiill (( ccee == ff((nn)) )) şşii,, uunneeoorrii,, ccuurrbbaa ccoonnssuummuulluuii oorraarr ddee ccoommbbuussttiibbiill (( QQhh == ff((nn)))) uunnddee nn eessttee ttuurraaţţiiaa aarrbboorreelluuii ccoottiitt..

SSeemmnniiffiiccaaţţiiaa mmăărriimmiilloorr mmaarrccaattee îînn ffiigguurraa 33..22..11.. eessttee ccuupprriinnssăă îînn ttaabbeelluull 33..11..11.. DDeeooaarreeccee llaa mm..aa..cc.. ddoommeenniiuull ddee uuttiilliizzaarree llaa pprrooppuullssaarreeaa aauuttoommoobbiilleelloorr eessttee ccuupprriinnss îînn iinntteerrvvaalluull ttuurraaţţiiiilloorr nnoo ÷÷ nnrr ssee vvoorr ccoonnssiiddeerraa îînn ccoonnttiinnuuaarree nnrr==nnpp==nnmmaaxx ;; PPrr==PPmmaaxx==PPVV,,mmaaxx;; MMrr==MMpp==MMmm şşii CC eerr== CC eepp..

TTaabbeelluull 33..22..11..MMăărriimmii sseemmnniiffiiccaattiivvee aallee ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree TTuurraaţţiiaa MMăărriimmii ccoorreessppuunnzzăăttooaarree ppeennttrruu

SSiimmbbooll [[rroott//mmiinn]]

SSeemmnniiffiiccaaţţiiaa ssiimmbboolluulluuii

PPuutteerree [[WW]]

MMoommeenntt [[NNmm]]

CCoonnssuumm ssppeecciiffiicc ddee ccoommbbuussttiibbiill

[[gg//kkWWhh]] nn00 TTuurraaţţiiaa mmiinniimmăă ddee

ffuunnccţţiioonnaarree llaa ssaarrcciinnăă ttoottaallăă

PPoo MMoo ccee oo

nnMM TTuurraaţţiiaa ddee mmoommeenntt mmaaxxiimm

PPmm MMmmaaxx --

nneecc TTuurraaţţiiaa ddee ccoonnssuumm ssppeecciiffiicc mmiinniimm

-- -- ccee mmiinn

Page 78: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

8

TTuurraaţţiiaa MMăărriimmii ccoorreessppuunnzzăăttooaarree ppeennttrruu

nnpp TTuurraaţţiiaa ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă

PPmmaaxx MMpp ccee pp

nnmmaaxx TTuurraaţţiiaa mmaaxxiimmăă aa mmoottoorruulluuii

PPmm MMmm --

nnrr TTuurraaţţiiaa rreegguullaattoorruulluuii PPrr MMrr ccee rr

Din experienţă s-a constat că forma curbei puterii efective Pe a motorului poate fi relativ bine aproximată cu ajutorul unei parabole de ordinul trei, iar curba momentului motor efectiv Me poate fi aproximată cu ajutorul unei parabole de ordinul doi, după cum urmează:

( )⎥⎥

⎢⎢

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=

32

maxppp

e nn

nn

nnPnP γβα ((33..22..44))

şşii rreessppeeccttiivv::

( )⎥⎥

⎢⎢

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=

2

pppe n

nnnMnM γβα ((33..22..55..))

PPeennttrruu aa oobbţţiinnee oo ccââtt mmaaii bbuunnăă aapprrooppiieerree aa ccuurrbbeelloorr tteeoorreettiiccee ddee ccuurrbbeellee ddeetteerrmmiinnaattee eexxppeerriimmeennttaall ssee iiaauu îînn ccoonnssiiddeerraarree ppaarraammeettrriiii mmoottoorruulluuii ––ccooeeffiicciieennttuull ddee eellaassttiicciittaattee ccee,, şşii ccooeeffiicciieennttuull ddee aaddaappttaabbiilliittaattee ccaa şşii ssee ppuunn ccoonnddiiţţiiiillee::

--ccuurrbbaa ppuutteerriiii ssăă ttrreeaaccăă pprriinn ppuunnccttuull ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă ((PPmmaaxx ,, nnpp)),, aaddiiccăă:: αα ++ ββ -- γγ ==11 ((33..22..66..)) --ccuurrbbaa mmoommeennttuulluuii ssăă ttrreeaaccăă pprriinn ppuunnccttuull ddee mmoommeenntt mmaaxxiimm ((MMmmaaxx ,,nnMM)):: αα ++ββ••ccee -- γγ•• ccee

22 ==ccaa ((33..22..77..))

PPeennttrruu ddeetteerrmmiinnaarreeaa ccooeeffiicciieennţţiilloorr ppoolliinnoommiiaallii αα,, ββ,, γγ ppeennttrruu mm..aa..ss..,, ppee bbaazzaa oobbsseerrvvaaţţiiiilloorr ddee mmaaii ssuuss ssee ppooaattee ssccrriiee ssiisstteemmuull ddee eeccuuaaţţiiii ::

Page 79: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

9

( )( )

( )( )⎪

⎪⎪

⎪⎪⎪

==

==

==

==

0

0

max

max

M

M

p

p

nndndM

MnnM

nndndP

PnnP

((33..22..88..))

rreezzuullttâânndd ::

23

;)1(2

1;)1(2

2;

)1(243 e

aee

e

e

e cc

ccc

cc −

=−

−=−

=−−

= γβα ((33..22....99..))

Pentru m.a.c.din sistemul de ecuaţii 3.2.8. lipseşte ecuaţia a doua, respectiv

condiţia de maxim pentru putere (din cauza limitatorului – fig. 3.2.1.b. – iar curba puterii nu mai atinge valoarea de maxim ca în cazul m.a.s.). LLiippssaa uunneeii eeccuuaaţţiiii ddiinn ssiisstteemmuull ggeenneerraall iimmppuunnee iinnttrroodduucceerreeaa ccooeeffiicciieennttuulluuii ddee aaddaappttaabbiilliittaattee ccaa ccaa ppaarraammeettrruu aall mmoottoorruulluuii..

SSoolluuţţiiiillee ssiisstteemmuulluuii ddeevviinn::

( ) ( )222

2

)1(1

;)1(

12;

)1(12

−−

−=−−

=−

−−=

e

a

e

ae

e

eae

cc

ccc

cccc

γβα ((33..22..1100..))

PPeennttrruu ccoonnssttrruuiirreeaa ccuurrbbeeii ccoonnssuummuulluuii ssppeecciiffiicc ddee ccoommbbuussttiibbiill CCee ssee

pprrooppuunnee uuttiilliizzaarreeaa rreellaaţţiieeii ::

⎥⎥

⎢⎢

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛++=

2

8,02,1pp

epe nn

nnCC ((33..22..1111..))

uunnddee CCeepp eessttee ccoonnssuummuull ssppeecciiffiicc ddee ccoommbbuussttiibbiill ccoorreessppuunnzzăăttoorr ttuurraaţţiieeii ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă.. 33..33.. CCaallccuulluull ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree nneecceessaarree

DDiinn rreellaaţţiiiillee ((33..22..44..)) şşii ((33..22..55..)) ssee oobbsseerrvvăă ccăă ppeennttrruu ccaallccuulluull ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree ssuunntt nneecceessaarree ::

--ccuunnooaaşştteerreeaa ccooeeffiicciieennţţiilloorr ppoolliinnoommiiaallii αα,, ββ,, γγ ccaarree ssuunntt ffuunnccţţiiii ddeeffiinniittee,, ppeennttrruu mm..aa..ss.. ,,((rreell.. 33..22..99..)) ddee ccooeeffiicciieennttuull ddee eellaassttiicciittaattee CCee..,, rreessppeeccttiivv ppeennttrruu mm..aa..cc..,, ((rreell.. 33..22..1100..)) ddee ccooeeffiicciieennttuull ddee eellaassttiicciittaattee ccee şşii ccooeeffiicciieennttuull ddee aaddaappttaabbiilliittaattee ccaa ;;

Page 80: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

10

--ccuunnooaaşştteerreeaa ttuurraaţţiieeii ddee ppuutteerree mmaaxxiimmăă nnpp şşii aa ttuurraaţţiieeii ddee mmoommeenntt mmaaxxiimm nnMM;; ÎÎnn ttaabbeelleellee 33..33..11..,, 33..33..22..,, 33..33..33..şşii 33..33..44.. ssuunntt pprreezzeennttaattee vvaalloorriillee uuzzuuaallee ssaauu

rreeccoommaannddăărrii aallee aacceessttoorr ppaarraammeettrrii,, ccaarree ppoott ffii uuttiilliizzaattee îînn ccaallccuulleellee ddee pprrooiieeccttaarree aallee mmoottooaarreelloorr.. TTaabbeelluull 33..33..11.. VVaalloorrii rreeccoommaannddaattee ppeennttrruu ccooeeffiicciieennţţiiii ddee eellaassttiicciittaattee --ccee şşii aaddaappttaabbiilliittaattee--ccaa..

TTiippuull mmoottoorruulluuii ccee == nnMM//nnpp ccaa==MMmmaaxx//MMpp MM..AA..SS.. 00,,4455 –– 00,,6655 11,,1100 –– 11,,2255 MM..AA..CC.. 00,,5555 –– 00,,7755 11,,0055 –– 11,,1155

TTaabbeelluull 33..33..22..TTuurraaţţiiii ccaarraacctteerriissttiiccee aallee mmoottooaarreelloorr ddee aauuttoommoobbiillee

TTiippuull mmoottoorruulluuii Destinaţia nnpp nnmm//nnpp

aauuttoottuurriissmmee 55000000--66000000 11,,0055 –– 11,,1155

aauuttoottuurriissmmee ssppoorrtt 66000000--77550000 11,,1100 –– 11,,2200 MM..AA..SS.. aauuttooccaammiiooaannee,, aauuttoobbuuzzee

335500 -- 55000000 11,,0055 –– 11,,1100

aauuttoottuurriissmmee 44000000--44880000 00,,99--11,,0000 MM..AA..CC.. aauuttooccaammiiooaannee,,

aauuttoobbuuzzee 22000000--44000000 00,,99--11,,0000

TTaabbeelluull 33..33..33.. VVaalloorrii ppeennttrruu mmăărriimmii mmeeddiiii ccaarraacctteerriissttiiccee aallee mmoottooaarreelloorr ddee aauuttoottuurriissmmee

TTiippuull mmoottoorruulluuii Destinaţia

pMMmax

M

p

nn

maxM

Mo p

axm

nn

o

axm

nn

aauuttoottuurriissmmee 11,,1155 11,,7700 00,,7744 11,,0099 55,,77

MM..AA..SS.. aauuttoottuurriissmmee ssppoorrtt

11,,0066 11,,3377 -- -- --

aauuttoottuurriissmmee 11,,2222 11,,7755 00,,7744 -- 55,,00 MM..AA..CC.. aauuttooccaammiiooaannee 11,,1188 11,,5599 00,,9911 -- 22,,66

Page 81: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

11

TTaabbeelluull 33..33..44..Valori ale consumului specific de combustibil la putere maximă

TTiippuull mmoottoorruulluuii Destinaţia cceepp [[ gg//kkWWhh]]

aauuttoottuurriissmmee 228800 –– 335500

aauuttoottuurriissmmee ssppoorrtt 331100 –– 334400 MM..AA..SS..

aauuttooccaammiiooaannee,, aauuttoobbuuzzee 330000 –– 447700

aauuttoottuurriissmmee 222200 –– 334400 MM..AA..CC..

aauuttooccaammiiooaannee,, aauuttoobbuuzzee 221100 –– 338800

Din definirea condiţiilor de autopropulsare (cap. 2) deplasarea cu viteza

maximă presupune dezvoltarea unei forţe la roată FR Vmax (rel. 2.7.5), corespunzătoare acestei viteze. Prin definirea puterii ca produs între forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri PV max calculată cu relaţia:

t

RVV

VFP

η1000maxmax

max

⋅= [[WW]] ((33..33..11..))

uunnddee:: maxVP [[WW]]eessttee ppuutteerreeaa ddeezzvvoollttaattăă ddee mmoottoorr ppeennttrruu ccaa aauuttoommoobbiilluull ssăă ppooaattăă aattiinnggee vviitteezzaa mmaaxxiimmăă VVmmaaxx;;

maxRVF [[NN]] eessttee ffoorrţţaa llaa rrooaattăă llaa vviitteezzaa mmaaxxiimmăă ((rreell..22..77..55.. îînn ccaarree GGaa ssee iinnttrroodduuccee îînn NN,, iiaarr VVmmaaxx îînn [[mm //ss]];;

tη eessttee rraannddaammeennttuull ttrraannssmmiissiieeii;; ssaauu,, pprriinn eexxpplliicciittaarreeaa aannaalliittiiccăă aa ffoorrţţeeii llaa rrooaattăă,, ddaattăă ddee rreellaaţţiiaa 22..77..55..,, rreezzuullttăă::

t

xa

V

VACVfGP

η

ρ

100021 3

maxmax

max

⋅⋅⋅+⋅⋅= ((33..33..22..))

ŞŞttiiiinndd ccăă llaa vviitteezzaa mmaaxxiimmăă ppuutteerreeaa mmoottoorruulluuii maxVP eessttee rreeaalliizzaattăă llaa ttuurraaţţiiaa

mmaaxxiimmăă nnmmaaxx,, ddiinn rreellaaţţiiaa ((33..22..44)) ssee ppooaattee ccaallccuullaa ppuutteerreeaa mmaaxxiimmăă aa mmoottoorruulluuii PPmmaaxx ccuu eexxpprreessiiaa ::

Page 82: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

12

3

max

2

maxmax

maxmax

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

=

ppp

V

nn

nn

nn

PP

γβα

((33..33..33..))

CCaallccuulluull ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree aa mmoottoorruulluuii ssee ppooaattee ffaaccee ssiisstteemmaattiizzaatt,,

ffoolloossiinndd ttaabbeelleellee 33..33..55.. şşii 33..33..66.. VVaalloorriillee ccooeeffiicciieennţţiilloorr ddee eellaassttiicciittaattee ccee şşii ddee aaddaappttaabbiilliittaattee ccaa ssee aaddooppttăă pprriinn ssiimmiilliittuuddiinnee ccuu mmoottooaarreellee aallttoorr aauuttoommoobbiillee,, ssaauu ssee aalleegg ddiinn ttaabbeelluull 33..33..11.... îînn ffuunnccţţiiee ddee ttiippuull mmoottoorruulluuii pprrooppuuss,, mm..aa..ss.. ssaauu mm..aa..cc.. CCooeeffiicciieennţţiiii αα,, ββ,, γγ ssee ccaallccuulleeaazzăă ccuu rreellaaţţiiiillee 33..22..66.. ssaauu 33..22..77.. dduuppăă ccuumm mmoottoorruull aaddooppttaatt eessttee mm..aa..ss,, rreessppeeccttiivv mm..aa..cc..

Tabelul 3.3.5. VVaalloorrii aallee ccooeeffiicciieennţţiilloorr ccaarraacctteerriissttiiccii aaii mmoottoorruulluuii

CCooeeffiicciieennttuull CCee CCaa αα ββ γγ

VVaallooaarreeaa

TTaabbeelluull 33..33..66.. VVaalloorrii ppeennttrruu ttrraassaarreeaa ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerrnnee

n rot/min pn

n

pn

2

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

pnnβ

3

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

pnnγ

A 1

P 2

kW

M 3

Nm

B4

Ce 5 g/

kWh

Qh 6

l/h

no Po Mo Ce o - -

nM PM Mmax -

nec Ce min - np Pmax Mp Ce p -

nmax PVmax Mm uunnddee::

11))AA == ;32

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

ppp nn

nn

nn γβα 22)) PPee == maxPA ⋅ ;; 33)) MM == 99555500

nPe ;;

44)) BB == 11,,22 -- pn

n++ 11,,66

2

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

pnn

55)) CCee == CCee pp .. BB 66)) QQhh==1000

ee cP • ((33..33..44..))

Page 83: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

13

Cu valorile calculate în tabelul 3.3.7. se trasează în coordonate (P, n), (M,

n) şi (ce, n) curbele caracteristicii exterioare a motorului automobilului, asemănătoare celor din figura 3.2.1.

Construirea caracteristicii exterioare a motorului se poate realiza şi din condiţia urcării rampei maxime cu viteza minimă, sau din condiţia realizării unui timp sau spaţiu de demarare impuse.

33..44.. DDeetteerrmmiinnaarreeaa mmăărriimmiiii rraappooaarrtteelloorr ddee ttrraannssmmiitteerree aallee ttrraannssmmiissiieeii

RReezziisstteennţţeellee llaa îînnaaiinnttaarree aallee aauuttoommoobbiilluulluuii ssuunntt ffooaarrttee ddiiffeerriittee,, eellee

ddeeppiinnzzâânndd ddee oo mmuullttiittuuddiinnee ddee ffaaccttoorrii,, ccuumm ssuunntt:: vviitteezzaa ddee ddeeppllaassaarree,, ssttaarreeaa ddee îînnccăărrccaarree,, ccaalliittăăţţiillee şşii ggeeoommeettrriiaa ccăăiiii ddee rruullaarree.. TTooaattee aacceesstteeaa ccoonndduucc llaa mmooddiiffiiccaarreeaa rreezziisstteennţţeelloorr llaa îînnaaiinnttaarree îînnttrr--oo ppllaajjăă ffooaarrttee llaarrggăă ddee vvaalloorrii,, rreezziisstteennţţee ccaarree ttrreebbuuiiee îînnvviinnssee ddee ffoorrţţaa ddee ttrraaccţţiiuunnee ddeezzvvoollttaattăă llaa rrooţţiillee mmoottooaarree aallee aauuttoommoobbiilluulluuii.. DDuuppăă ccuumm ssee oobbsseerrvvăă ddiinn ggrraaffiiccuull ccaarraacctteerriissttiicciiii eexxtteerriiooaarree aa mmoottoorruulluuii,, ffiigguurraa 33..44..11..,, ddeeşşii ttuurraaţţiiaa mmoottoorruulluuii ssee ppooaattee mmooddiiffiiccaa îînn lliimmiittee ffooaarrttee llaarrggii ((îînn ssppeecciiaall llaa mm..aa..ss..--uurrii)),, îînn zzoonnaa ddee ffuunnccţţiioonnaarree ssttaabbiillăă,, ccuurrbbaa mmoommeennttuulluuii mmoottoorr,, aarraattăă ccăă aacceessttaa ssee mmooddiiffiiccăă îînn lliimmiittee ffooaarrttee rreedduussee ,, îînn lliimmiittaa ΔΔMM,, aapprreecciiaattee ccuu aajjuuttoorruull ccooeeffiicciieennttuulluuii ddee

aaddaappttaabbiilliittaattee ( )rpa MM

Mc max= .. DDee ffaapptt,, aacceesstt ccooeeffiicciieenntt mmăăssooaarrăă ggrraadduull ddee ssuupplleeţţee

aall mmoottoorruulluuii,, ccuu ccaarree aacceessttaa ffaaccee ffaaţţăă mmooddiiffiiccăărriilloorr rreezziisstteennţţeelloorr llaa îînnaaiinnttaarree.. Pe Pe Me Pmax Me Pr=Pmax Mmax Mmax M0 ΔM M0 ΔM Mp Mr PM PM

P0 P0

n(rot/min) n(rot/min) n0 nM np nmax n0 nM nr nmax m.a.s. m.a.c. Fig.3.4.1.Modificarea momentului motor la m.a.s. şi m.a.c.

Page 84: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

14

Având în vedere posibilităţile limitate ale m.a.s.- urilor sau m.a.c.- urilor de a răspunde tuturor modificărilor rezistenţelor la înaintare, a apărut necesitatea introducerii în lanţul cinematic al transmisiei a unui „modul” care să poată modifica, în limitele cerute de condiţiile de deplasare, valoarea momentului motor transmis la roţile motoare. Acesta este format din cutia de viteze- CV, care poate avea un număr finit sau infinit de trepte de viteze (transmisiile clasice, respectiv transmisiile continue) şi din transmisia principală- TP, montată în puntea motoare -PM a automobilului (figura 3.4.2.). Cu A s-a notat ambreiajul automobilului iar TL reprezintă transmisia longitudinală.

VA

Fig.3.4.2. Schema transmisiei unui automobil 4x2

3.4.1.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale-i0

Transmisia principală simplă TP (cunoscută şi sub denumirea de reductor central) este formată din pinionul de atac şi coroana transmisiei principale (angrenajul respectiv este conic, dacă motorul automobilului este dispus longitudinal sau este cilindric, dacă motorul este dispus transversal). Raportul de transmitere al transmisiei principale i0 este dat de raportul dintre numărul de dinţi ai roţii conduse (ai coroanei) Zc şi numărul de dinţi ai roţii conducătoare (ai pininului de atac) Zp:

Motor CV TP

TL

PM

Page 85: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

15

p

c

ZZ

= i0 (3.4.1.)

Transmisia principală dublă, întâlnită la unele autocamioane şi autobuze,

este formată dintr-o transmisie principală simplă, sub forma angrenaj conic, având raportul de transmitere i0 şi o transmisie finală, realizată sub forma unui angrenaj cilindric sau a unui mecanism planetar, cu raportul de transmitere if. Raportul de transmitere al transmisiei principale duble i0d va fi egal cu produsul celor două rapoarte de transmitere:

i0d = i0 • if (3.4.2.) Mărimea raportului de transmitere al transmisiei principale se determină

din condiţia realizării vitezei maxime Vmax de deplasare a automobilului, pe drum orizontal, cutia de viteze având cuplată treapta de priză directă (cu raportul de transmitere unitar sau apropiat acestuia, cum este cazul cutiilor de viteze cu 2 arbori). În aceste condiţii motorul funcţionează la turaţia maximă de funcţionare nmax, căreia îi corespunde viteza unghiulară ωmax, iar raportul de transmitere al transmisiei principale se determină cu relaţia:

i0 = max

max

Vrr•ϖ

(3.4.3.)

în care: rr este raza de rulare exprimată în metri iar Vmax este viteza maximă a automobilului, exprimată în metri / secundă.

3.5.Determinarea raportului de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze-iCV 1

Determinarea mărimii raportului de transmitere iCV 1 din prima treaptă a

cutiei de viteze se face din condiţia deplasării automobilului cu viteza minimă stabilă pe rampa maximă, neglijându-se rezistenţa aerului (Ra = 0). În aceste condiţii, ţinând seama că la viteză constantă rezistenţa la demarare este nulă (Rd=0), suma rezistenţelor la înaintare se calculează cu relaţia:

Rr + Rp = = Ga• (f • cosαmax + sinαmax) = Ga • ψmax (3.5.1.)

unde ψmax= f • cosαmax + sinαmax este coeficientul maxim al rezistenţei totale a drumului.

Page 86: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

16

Pentru ca automobilul să poată urca rampa maximă trebuie ca forţa la roată

FR să aibă valoarea maximă. Pentru aceasta din relaţia 2.7.3. se poate determina valorea forţei maxime FRmax la roata motoare cu expresia:

FRmax=d

tCVo

riiM η⋅⋅⋅ 1max (3.5.2.)

unde Mmax [Nm] reprezintă valoarea maximă a momentului motorului. Valoarea maximă a forţei la roată FRmax trebuie să fie mai mare sau cel puţin egală cu suma rezistenţelor la înaintare, astfel că din relaţiile 3.5.1. şi 3.5.2. se poate scrie inecuaţia:

d

tCVo

riiM η⋅⋅⋅ 1max ≥ Ga • ψmax (3.5.3.)

din care rezultă valoarea minimă a raportului de transmitere iCV1 :

to

dacv iM

rGi

ηψ⋅

⋅⋅≥

max

max1 (3.5.4.)

Pentru automobilele care au o singură punte motoare se recomandă αmax = 17-190, iar pentru automobilele cu mai multe punţi motaoare αmax = 28-320. Valoarea maximă a forţei la roată FRmax trebuie să fie mai mică sau cel mult egală cu valoarea forţei de aderenţă dintre pneu şi calea de rulare, deoarece la depăşirea aderenţei, roata motoare începe să alunece. Pentru aceasta trebuie îndeplinită condiţia:

d

tCVo

riiM η⋅⋅⋅ 1max ≤ mi• Gad • φmax (3.5.5.)

în care: mi reprezintă coeficientul de schimbare dinamică a reacţiunii verticale la puntea motoare, calculat cu ajutorul relaţiei 2.9.18.; Gad este partea din greutatea automobilului care revine punţii motoare, (rel.2.9.10.); φmax reprezintă coeficientul maxim de aderenţă dintre pneu şi calea de rulare.( φmax =0,6-0,8 pentru o cale de rulare uscată, de bună calitate).

Valoarea greutăţii aderente Gad se calculează cu relatia: -pentru automobilele care au puntea motoare în spate:

Page 87: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

17

Gad= G2 • m2 =hL

aGa

⋅−⋅⋅ϕ

αcos (3.5.6.)

-pentru automobilele care au puntea motoare în faţă:

Gad = G1 • m1 =g

a

hLbG

⋅+⋅⋅ϕ

αcos (3.5.7.)

-pentru automobilele care au ambele punţi motoare: Gad = Ga • cos αmax (3.5.8.) în care: G1 , G2 sunt reacţiunile statice, pe drum orizontal, la puntea faţă, respectiv

la puntea spate; m1, m2 sunt coeficienţii de schimbarea dinamică a reacţiunilor la puntea faţă, respectiv spate ( rel.2.9.19., respectiv rel.2.9.23. şi rel.2.9.26.)

Din relaţia 3.5.5. rezultă valoarea maximă a raportului de transmitere iCV1

:

to

dadicv iM

rGmi

ηϕ⋅

⋅⋅⋅≤

max

max1 (3.5.9.)

Având în vedere inegalităţile 3.5.4. şi 3.5.9. se pot determina limitele

raportului de transmitere iCV1 din prima treaptă a cutiei de viteze:

≤⋅

⋅⋅

to

da

iMrGη

ψ

max

max

to

dadicv iM

rGmi

ηϕ⋅

⋅⋅⋅≤

max

max1 (3.5.10.)

Raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze calculat cu

ajutorul relaţiei 3.5.10. este corespunzător dacă asigură ca la roţile motoare să ajungă un moment motor suficient de mare ( şi implicit o forţă la roată maximă) care să asigure deplasarea automobilului cu viteza minimă stabilă, pe rampa maximă, încărcat la sarcina totală. În acelaşi timp valoarea maximă a forţei la roată nu trebuie să depăşească valoarea forţei de aderenţă dintre pneu şi calea de rulare.

Se recomandă ca valoarea raportului de transmitere să fie: iCV1= 3—4 pentru autoturisme şi iCV 1= 6—8 pentru autocamioane şi autobuze. La unele automobile, în funcţie de destinaţia lor, există valori ale raportului iCV 1 care nu se încadrează în aceste intervale.

Page 88: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

18

3.6.Determinarea numărului de trepte şi calculul rapoartelor de transmitere

Pentru a determina numărul treptelor de viteze necesare şi mărimea rapoartelor de transmitere ale acestora se porneşte de la caracteristica exterioară a motorului, impunându-se condiţia ca motorul să funcţioneze într-un interval de turaţii n1-n2 aflat în zona de stabilitate (fig.3.6.1.). Mărimea acestei zone depinde de tipul motorului automobilului. Pe Me Pmax Mmax M0 Mp PM

P0

n(rot/min) n0 nM n1 nec n2 np nmax

Fig.3.6.1.Alegerea zonei optime de schimbare a treptelor de viteze Trebuie precizat faptul că etajarea rapoartelor de transmitere în cutia de

viteze se poate face după diferite criterii, existând în acest sens, în bibliografia de specialitate, recomandări privind etajarea treptelor de viteze în progresie geometrică, în progresie aritmetică sau armonică sau chiar combinaţii ale lor. Fiecare din aceste metode are anumite particularităţi privind acoperirea treptelor de viteze şi a timpilor de schimbare a acestora.

Pentru calculul numărului treptelor şi a rapoartelor lor de transmitere din cutia de viteze se apreciază că schimbarea treptelor se face instantaneu, adică la trecerea dintr-o treaptă de viteze în alta, viteza maximă în treapta inferioară este egală cu viteza minimă în treapta superioară (de exemplu: v1max=v2min sau v2max= v3min, ş.a.m.d.) .. Este cunoscut faptul că, în realitate, la schimbarea treptelor de viteze se pierde un anumit timp, care depinde de calităţile mecanismului de schimbare a treptelor de viteze, de experienţa şi îndemânarea conducătorului automobilului. De asemenea, din motive tehnologice, numerele de dinţi ale roţilor dinţate din cutia de vite generează rapoarte de transmitere diferite de rapoartele de transmitere rezultate în urma efectuării calculului de tracţiune al automobilului. În

Page 89: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

19

acest sens rapoartele de transmitere reale din cutiile de viteze neautomate prezintă unele abateri de la regula de etajare dată de progresia geometrică.

3.6.1.Determinarea numărului de trepte din cutia de viteze

Este cunoscută relaţia de legătură între viteza automobilului Vk într-o

treaptă oarecare k din cutia de viteze şi viteza unghiulară ω a motorului automobilului :

Vk = ωR • rr =0ii

r

cvk

r

⋅⋅ϖ

(3.6.1.)

în care: -ωR este viteza unghiulară a roţii motoare, în [rad/s]; -rr reprezintă raza de rulare a roţii motoare, în [m]. Într-o reprezentare grafică V = f(ω) relaţia 3.6.1. reprezintă ecuaţia unei

drepte care trece prin origine, raportul 0ii

r

cvk

r

⋅ fiind o constantă pentru o treaptă

oarecare k din cutia de viteze. Pentru o cutie de viteze cu 4 trepte, etajate în progresie geometrică, relaţia 3.6.1 se reprezintă printr-un fascicul de drepte, care trec prin origine, conform figurii 3.6.2.

Analitic stabilirea numărului de trepte din cutia de viteze se poate face pornind de la ipoteza că la trecerea dintr-o treaptă de viteze în alta nu se pierde timp, schimbarea treptelor făcându-se instantaneu. Conform acestei ipoteze se pot scrie relaţiile : ω(rad/s) ωmax ω1 max ω2 max ω3 max ω4 max

ω1 ω2min ω3min ω4min ωM V1max V2max V3max V4max V(m/s) V1 min V2 mi n V3 min V4min

Page 90: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

20

Fig.3.6.2.Diagrama de etajare a treptelor din cutia de viteze

v1max = v2 min

v2 max = v3 min

v3 max = v4 min (3.6.2)

v(n –2) max = v(n-1) min

v(n-1) max = vn min

Exprimând vitezele de mai sus cu ajutorul relaţiei 3.6.1 rezultă :

10 cv

r

iir⋅

ωmax = 20 ii

rr

⋅ ω1

20 cv

r

iir⋅

ωmax = 30 ii

rr

⋅ ω1

30 cv

r

iir⋅

ωmax = 30 ii

rr

⋅ ω1 (3.6.3)

…………………………………………….

)1(0 −⋅ ncv

r

iir

ωmax = n

r

iir⋅0

ω1

Dacă se notează raportul q =1

max

ϖϖ

, definit ca raţia progresiei geometrice

de etajare a treptelor din cutia de viteze, atunci se pot scrie relaţiile :

icv 2 =q

icv1

icv 3 =q

icv2 = 21

qicv

icv 4 =qicv3 = 3

1

qicv (3.6.4)

………………….

Page 91: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

21

icv n =q

icvn 1− = 11−n

cv

qi

Considerând că ultima treaptă din cutia de viteze are raportul de transmitere unitar (icv n=1) din ultima relaţie 3.6.4. se poate scrie:

qn-1 = icv 1 (3.6.5)

sau

n = 1+ q

icv

lglg 1 (3.6.6)

unde n majorat la primul număr întreg reprezintă numărul necesar de trepte ale cutiei de viteze pentru ca schimbarea treptelor să se facă instantaneu:, motorul funcţionând în zona de stabilitate (nM, nmax). Dacă limita inferioară ω1 (fig.3.6.2.)a intervalului de funcţionare a motorului nu este precizată numărul minim de trepte din cutia de viteze se poate determina, pentru acoperirea zonei de stabilitate a motorului, cu ajutorul relaţiei :

nmin ≥ 1+max

1

lglg

qicv (3.6.7.)

unde nmin, majorat la primul număr întreg, reprezintă numărul minim de trepte din

cutia de viteze, iar qmax = Mϖ

ϖ max reprezintă valoarea maximă a raţiei progresiei

geometrice de etajare a treptelor de viteze. Definitivarea numărului de trepte din cutia de viteze se face ţinându-se

seama de caracteristicile automobilului, de performanţele pe care acesta trebuie să le realizeze, astfel ca numărul de trepte real, nreal , să fie mai mare sau la limită, egal cu numărul minim nmin, adică :

nreal ≥ nmin (3.6.8.)

Ţinând seama de ipoteza icv n=1 şi de ultima ecuaţie din relaţiile 3.6.4.se

obţine raportul de transmitere icv k într-o treaptă oarecare k a cutiei de viteze:

icv k = kncv

n i −−1

1 (3.6.9.)

Page 92: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

22

Cu ajutorul acestei relaţii se pot determina valorile celorlalte rapoarte de transmitere din cutia de viteze, cunoscând numărul treptelor n şi valoarea raportului de transmitere în prima treaptă icv1.

Dacă ultima treaptă din cutia de viteze are rolul să asigure un spor de viteză pentru automobil, în raport cu treapta de priză directă, atunci are un raport de transmitere subunitar, fiind denumită treaptă de suprapriză (icv sp= 0,7-0,8). În această treaptă turaţia arborelui secundar al cutiei de viteze este mai mare decât turaţia motorului. În treapta respectivă se obţine sporirea vitezei de deplasare a automobilului, în condiţiile în care rezistenţele la înaintare sunt mai mici. De asemenea se asigură reducerea consumului de combustibil şi a nivelului de uzură al motorului, care, la aceeaşi viteză de deplasare, funcţionează la o turaţie mai mică decât în priză directă.

Dacă ultima treaptă din cutia de viteze are rolul să asigure economie de combustibil pentru automobil ea este denumită treaptă economică. Mărimea raportului de transmitere în această treaptă, icv ec este de asemenea subunitar. În situaţia în care se urmăreşte obţinerea unor consumuri reduse de combustibil se recomandă viteze de deplasare adecvate funcţionării motorului la turaţia economică nec, la care consumul specific de combustibil este minim ce min . Această viteză, numită viteză economică, Vec, este greu de stabilit cu exactitate, având în vedere condiţiile concrete şi diferite de deplasare ale fiecărei categorii de automobile. Raportul de transmitere al treptei economice- icv ec- se calculează cu relaţia :

icv ec = ec

rec

Vir

⋅⋅

0

ϖ (3.6.10.)

unde ωec reprezintă viteza unghiulară, corespunzătoare turaţiei economice nec a motorului. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze după această metodologie este folosită în calculele de proiectare a cutiilor de viteze de automobile. Totuşi între rapoartele de transmitere astfel calculate şi rapoartele reale din cutia de viteze apar diferenţe, ţinând seama de numerele de dinţi ale roţilor dinţate. Rapoartele de transmitere reale pot fi diferite de rapoartele de transmitere calculate după metodologia descrisă mai înainte, dar, de dorit ar fi, ca ele să fie cât mai apropiate. În caz contrar performanţele reale ale automobilului vor fi diferite de cele prevăzute în calculele de proiectare. 3.7. Caracteristica puterilor Caracteristica puterilor reprezintă dependenţa grafică dintre puterea motorului şi viteza automobilului, corespunzătoare fiecărei trepte de viteze. Caracteristica puterilor, figura 3.7.1., se construieşte pornind de la caracteristica

Page 93: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

23

exterioară a motorului, prin schimbarea turaţiei din abscisă cu viteza de deplasare a automobilului Va , legătura dintre aceste mărimi fiind dată de relaţia:

Va=cvk

r

iir

⋅⋅

0

ϖ (3.7.1.)

Fig.3.7.1. Caracteristica puterilor

Pornind de la bilanţul de putere al automobilului, exprimat prin relaţia

2.7.11., puterea la roata motoare PR trebuie să echilibreze puterile corespunzătoare rezistenţelor la înaintare, respectiv puterea consumată pentru învingerea rezistenţelor la rulare-Pr, la pantă- Pp, a aerului- Pa şi la demarare-Pd., ceea ce poate fi scris sub forma:

PR = ηt • Pe = FR• Va = Pr +Pp +Pa +Pd (3.7.2)

unde: ηt este randamentul transmisiei; Pe reprezintă puterea efectivă a motorului; FR este forţa la roată. Pentru o viteză oarecare V1 segmentul ab reprezintă puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare, segmentul bc reprezintă puterea necesară învingerii rezistenţei la pantă, segmentul cd reprezintă puterea necesară învingerii rezistenţei aerului. Segmentul de reprezintă puterea disponibilă pentru demarare, Pd, corespunzătoare vitezei V1.

Abscisa punctului g de intersecţie dintre curba puterii în treapta a IV-a şi curba care reprezintă suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la rulare şi a aerului -Pr +Pa -indică viteza maximă a automobilului pe drum orizontal.

Page 94: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

24

Pentru o viteza oarecareV2 cu care automobilul se poate deplasa atât în treapta a treia de viteze cât şi în treapta a patra, se poate constata că puterea disponibilă pentru accelerare, în treapta superioară (treapta a -IV-a) , este mai mică decât aceeaşi putere în treapta inferioară (treapta a -III-a). Rezultă că pentru aceeaşi viteză V2 puterea disponibilă pentru accelerare este mai mare în treapta inferioară.

Pentru construirea efectivă a caracteristicii puterilor, la proiectarea unui nou automobil, se recomandă folosirea algoritmului de calcul din tabelul 3.7.1.

Tab.3.7.1. Valori necesare pentru calculul caracteristicii puterilor Nr.c

rt n(rot/min) n0 …

. nM …

. nec …

.. np nmax(n

r) 1 ω(rad/s)

2 Me (N•m)

3

FR1=d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 10

4 Va1=

10 cv

r

iir

⋅⋅ω

5 PR1= FR1 • Va1

6 FR2=

d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 20

7 Va2=

20 cv

r

iir

⋅⋅ω

8 PR2= FR2 • Va2

…… ……………

8 FR3=

d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 30

9 Va3=

30 cv

r

iir

⋅⋅ω

10 Fr4=

d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 40

11 Va4=

40 cv

r

iir

⋅⋅ω

12

Page 95: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica. Cap.3. Calculul de tracţiune

25

TEST EVALUARE. CAPITOLUL 3 1.Definiţi caracteristica exterioară a motorului! ……………………………………………………. ……………………………………………………. 2.Cum se defineşte coeficientul de elasticitate al motorului? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 3.Cum se defineşte coeficientul de adaptabilitate al motorului? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 4.Cum se determină puterea motorului necesară atingerii vitezei maxime, PVmax de către automobil? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 5.Din ce condiţie se determină raportul de transmitere i0 al transmisiei principale? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 6. Din ce condiţie se determină raportul de transmitere iCV1 din prima treaptă a cutiei de viteze? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 7.Cum pot fi etajate rapoartele de transmitere din cutia de viteze? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 8.Cum se alege numărul treptelor din cutia de viteze? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 9.Ce reprezintă caracteristica puterilor? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 10.Cum se determină viteza maximă a automobilului cu ajutorul caracteristicii puterilor? ……………………………………………………. …………………………………………………….

Page 96: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

1

4.1.1.Caracteristica forţei la roată 4.1.2.Caracteristica dinamică 4.1.Demararea automobilului 4.1.3.Caracteristica acceleraţiilor

4.1.4.Caracteristica timpului de demarare 4.1.5.Caracteristica spaţiului de demarare

Cap.4.Performanţele automobilului

4.2.1.Echilibrul roţii frânate 4.2.2.Ecuaţia de mişcare a automobilului frânat

4.2. Frânarea automobilului 4.2.3.Determinarea deceleraţiei maxime 4.2.4.Determinarea spaţiului

de frânare minim 4.2.5. Determinarea timpului

de frânare minim 4.2.6.Frânarea pe drum orizontal

la mersul rectiliniu Test evaluare capitolul 4

Page 97: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

2

CAP. 4. PERFORMANŢELE AUTOMOBILULUI Când vorbim despre performanţele unui automobil putem face referire la multele aşteptări pe care le avem de la acest mijloc de transport, devenit o necesitate şi o prezenţă permanentă în activitatea zilnică a tot mai multor oameni. Putem vorbi despre performanţele unui anumit automobil sau a unei clase de automobile similare făcând referire la performanţele de accelerare sau frânare, la performanţele de consum sau confortabilitate, la performanţele de siguranţă în deplasare sau de maniabilitate, la capacitatea de trecere, ş.a.m.d.

Performanţele dinamice ale unui automobil arată limitele pe care acesta le atinge în timpul unor solicitări de intensitate maximă, cum sunt acceleraţia maximă sau deceleraţia maximă, timpul şi spaţiul de demarare, timpul şi spaţiul de frânare, vitezele critice de apariţie a alunecării sau derapării etc., ca şi unele performanţe care sunt urmări ale dorinţei de a transforma automobilul "în a doua casă", dorinţe legate de confort, de acustică, de siguranţă pasivă şi activă, de economicitate.

În acest capitol, sunt analizate performanţele automobilului legate de procesele de accelerare şi de frânare, performanţele de conducere şi stabilitate urmând a fi analizate în capitolele următoare.

4.1.Demararea automobilului

Studiul procesului de demarare are ca obiectiv să determine metodologia de calcul a timpului şi spaţiului de demarare ale automobilului până la atingerea vitezei maxime sau, mai nou, până la atingerea vitezei de 100 km / h. Cu ajutorul acestor mărimi pot fi comparate performanţele de accelerare pe care un automobil nou proiectat le poate dezvolta în comparaţie cu cele realizate de soluţiile similare. Pentru început se utilizează ecuaţia de mişcare a automobilului, exprimată de realaţia 2.7.4.:

FR = f • Ga • cos α + Ga • sin α c + k •A•Va2 + δ •

gGa •

dtdV

(4.1.1.)

Datele iniţiale sunt: greutatea totală a automobilului Ga, caracteristica

exterioară a motorului, raza dinamică rd şi raza statică rs a pneului, coeficientul rezistenţei la rulare f, coeficientul aerodinamic k, aria secţiunii transversale maxime A, coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie δ, randamentul total al transmisiei ηt, mărimea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze icvk şi raportul de transmitere al transmisiei principale i0. De obicei demarajul

Page 98: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

3

automobilului se studiază pe drum orizontal, motorul dezvoltând parametrii corespunzători caracteristicii exterioare (la sarcină totală).

4.1.1. Caracteristica forţei la roată Caracteristica forţei la roată sau caracteristica de tracţiune reprezintă dependenţa grafică dintre forţa la roată FR şi viteza Va de deplasare a automobilului.

Caracteristica forţei la roată se obţine din caracteristica exterioară a motorului utilizând relaţiile cunoscute în treapta k, pentru calculul forţei la roată -FRk şi pentru viteza automobilului- Vk:

d

tkcveR r

iiMF

k

η⋅⋅⋅= 0 ;

cvkà

rek ii

rV

⋅⋅

(4.1.2.)

în care Me reprezintă momentul efectiv al motorului iar ωe este viteza unghiulară efectivă a arborelui cotit.

Forma caracteristicii forţei la roată pentru un automobil având în cutia de viteze 4 trepte, este prezentată în figura 4.1.1. FR [N] FR1 FR2 FR3 FR4 Va[m\s]

Fig.4.1.1. Caracteristica forţei la roată

Page 99: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

4

Pentru o viteză oarecare V a automobilului, fig.4.1.2., se duce o dreaptă verticală care intersectează graficele rezistenţei la rulare Rr, rezistenţei la pantă Rp, rezistenţei aerului Ra şi forţei la roată Fr, respectiv în punctele b,c,d, şi e. Pentru viteza V aleasă segmentul de reprezintă, la scară, forţa la roată disponibilă pentru accelerarea automobilului Intersecţia curbei Rr+Ra cu graficul forţei la roată în FR [N] FR1 FR2 FR3 e FR4 Rr+Ra Rr+Rp+Ra f d c Rp b Rr a V Vmax V[m\s]

Fig.4.1.2.Exemplu de folosire a caracteristicii de tracţiune

treapta a IV a, în punctul f, marchează abscisa corespunzătoare vitezei maxime a automobilului Vmax. Dacă suma rezistenţelor la înaintare creşte punctul f se va deplasa spre stânga, odată cu micşorarea vitezei maxime a automobilului.

Variaţia parabolică a curbelor forţei la roată FR este determinată de caracterul variaţiei momentului motorului funcţie de turaţie din caracteristica exterioară a motorului. Coeficientul rezistenţei la rulare f, în domeniul vitezelor uzuale, este practic constant şi de aceea rezistenţa la rulare Rr este reprezentată printr-o dreaptă orizontală, paralelă cu axa absciselor. Rezistenţa la urcarea pantelor Rp nu depinde de viteză, deci se reprezintă tot printr-o dreaptă paralelă cu axa absciselor. Rezistenţa aerului Ra este reprezentată printr-o curbă de gradul al doilea [Ra = f(V2)].

La viteza oarecare V, segmentele marcate pe diagrama din fig. 4.1.2. sunt proporţionale cu următoarele forţe:

rRab ~ - rezistenţa la rulare

pRbc ~ - rezistenţa la pantă

Page 100: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

5

Rac ~ - rezistenţa totală a drumului cu rezistenţa specifică ψ = f cos α + sin α

aRcd ~ - rezistenţa aerului

RFae ~ - forţa la roată corespunzătoare vitezei V. Deoarece forţa la roată FR trebuie să echilibreze totdeauna suma forţelor de rezistenţă înseamnă că segmentul de, care reprezintă mărimea forţei disponibile pentru demarare Rd va fi:

( ) dRcdbcabaede =++−= .

Punctul f caracterizează regimul la care automobilul trece de la o mişcare accelerată la una uniformă, a cărei acceleraţie este egală cu zero. Şi de aici se poate constata că abscisa punctului f determină viteza maximă pe calea de rulare cu rezistenţa totală a drumului ψ.

Pentru rezolvarea problemelor legate de procesul de accelerare se utilizează ecuaţia de mişcare a automobilului, dată de relaţia 2.7.4., scrisă sub forma:

dtdV

gG

GfGkAVF aaaR ⋅⋅+⋅+⋅⋅=− δαα cossin2 (4.1.3.)

În partea stângă a relaţiei 4.1.3. se află numai termeni care nu depind de greutatea automobilului, aceştia reprezentând forţa disponibilă sau forţa excedentară Fex care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea automobilului.

Pentru construirea caracteristicii forţei la roată se recomandă utilizarea tabelului 4.1.1.

Tabelul 4.1.1.Valori pentru construirea caracteristicii forţei la roată

Nr.crt

n(rot/min) n0 ….

nM ….

nec …..

np nmax(nr)

1 ω(rad/s)

2 Me (N•m)

3

FR1=d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 10

4 Va1=

10 cv

r

iir

⋅⋅ω

5 FR2=

d

tcve

riiM η⋅⋅⋅ 20

Page 101: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

6

6 Va2=

20 cv

r

iir

⋅⋅ω

7

…… ……………

4.1.2.Caracteristica dinamică Aprecierea calităţilor dinamice ale automobilului se poate face cu ajutorul

factorului dinamic D, care este un parametru adimensional, definit ca raportul dintre forţa de tracţiune excedentară (Fex = Fr - Ra ) utilizată la învingerea rezistenţelor la înaintare şi greutatea totală a automobilului, Ga:

a

a

a

ar

a

ex

Gdtdv

gfG

GRF

GF

D⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛++⋅

=−

==

δαα sincos (4.1.4.)

de unde rezultă :

dtdv

gfD ⋅++⋅=

δαα sincos (4.1.5.)

unde : a

r

GR

f =⋅ αcos - este rezistenţa specifică la rulare;

a

p

GR

=αsin - este rezistenţa specifică la urcarea pantei;

a

d

GR

dtdv

g=⋅

δ- rezistenţa specifică la demarare.

Expresia factorului dinamic mai poate fi scrisă şi sub forma :

D = ψ +dtdV

g⋅

δ (4.1.6.)

unde: ψ = f • cosα + sin α., este coeficientul rezistenţei totale a drumului.

Dacă mişcarea automobilului este uniformă (dtdV

=0 ) relaţia 4.1.6. devine:

D = ψ (4.1.7.)

Page 102: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

7

La viteza maximă, pe cale de rulare orizontală (α =0) factorul dinamic D se calculează cu relaţia: D = f (4.1.8.) Factorul dinamic, aşa cum este definit, permite compararea performanţelor automobilelor, raportate la greutatea lor totală, la proprietăţile aerodinamice şi la D DI Dφ(φ = 0,8) ΨII Dφ(φ = 0,6) DII ΨIII hI ψII hII DIII ψIII Ψ1V I f ψIV DIV f f

VI min Vx Vmax V(m/s)

Fig.4.1.2.Caracteristica dinamică

forţa disponibilă la roata motoare.

Caracteristica dinamică a automobilului reprezintă dependenţa grafică dintre factorul dinamic D şi viteza V, pentru toate treptele cutiei de viteze, conform graficului din figura 4.1.2.

Factorul dinamic şi caracteristica dinamică se utilizează la rezolvarea problemelor referitoare la stabilirea unor performanţe ale automobilului, cum sunt: viteza maximă, panta maximă , rezistenţa totală maximă a drumului şi valoarea maximă a aderenţei.

Viteza maximă a automobilului rezultă la intersecţia dintre curba factorului dinamic corespunzătoare treptei de priză directă, iCV = 1 şi o paralelă la abscisă, dusă la înălţimea f , conform relaţiei 4.1.8..

Rampa maximă pe care o poate urca automobilul este diferită în funcţie de treapta cuplată în cutia de viteze şi depinde de valoarea maximă a coeficientului rezistenţei totale a drumului ψmax , conform relaţiei 4.1.6..Panta maximă se determină ca soluţie a ecuaţiei:

Ψmax = f • cosαmax + sin α.max (4.1.9.)

Page 103: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

8

adică: αmax = 2 arctgf

f+

−+−

max

2max

211ψ

ψ

O altă metodă de calcul a rampei maxime pe care o poate urca automobilul cu o viteză constantă, într-o anumită treaptă a cutiei de viteze, se determină cu relaţia :

D = f • cosα + sinα ≈ f + h % (4.1.10) de unde: h = D – f (4.1.11.) unde h reprezintă înălţimea pantei în procente. Pe caracteristica dinamică la o valoare a coeficientului rezistenţei la rulare f, se determină mărimea h a rampei pe care automobilul o poate urca, cu o viteză constantă, precum şi treapta cuplată din cutia de viteze, ca diferenţă dintre curba factorului dinamic şi ordonata de mărimea f (fig.4.1.2. ). Rezistenţa totală maximă a drumului ψmax se determină cu ajutorul relaţiei 4.1.7. şi ea poate fi determinată pentru orice viteză de deplasare a automobilului, conform figurii 4.1.2. De exemplu pentru viteza Vx mărimea coeficientului rezistenţei totale a drumului este ψIV.. Problema poate fi pusă şi invers, în sensul că , dacă se cunoaşte valoarea coeficientului rezistenţei totale a drumului ψmax , se poate determina viteza maximă pe care automobilul o poate atinge pe acel drum, ca şi treapta care trebuie cuplată pentru a se atinge acea viteză.

Caracteristica dinamică poate fi folosită la determinarea aderenţei maxime a automobilului, ştiut fiind că deplasarea automobilului se poate face dacă se respectă dubla inegalitate:

Σ R ≤ FR ≤ φ • Zr (4.1.12.)

în care: Σ R reprezintă suma tuturor rezistenţelor la înaintare; φ este coeficientul de aderenţă; Zr reprezintă reacţiunea verticală la puntea motoare. Forţa maximă la roată, FRmax , este limitată de apariţia patinării roţilor pe cale, adică: FRmax = φ • Zr (4.1.13.) Cu aceast observaţie, ţinănd seama că la limta aderenţei viteza automobilului devine constantă, din relaţia 4.1.4. se obţine expresia:

Dφ = a

r

GkAVZ 2−⋅ϕ

(4.1.14.)

Page 104: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

9

Dacă se ţine seama că patinarea roţilor motoare apare la viteze reduse, când forţa la roată este maximă şi, în consecinţă, se neglijează rezistenţa aerului, rezultă:

Dφ = a

r

GZ⋅ϕ

(4.1.15.)

Curbele corespunzătoare factorului dinamic Dφ la limita aderenţei, figura 4.1.2., indică limitele posibile de deplasare, fără apariţia patinării roţilor motoare, ca şi treapta de viteză care poate fi cuplată pentru a se asigura acest lucru. Pentru fiecare treaptă de viteză valorile factorului dinamic D situate deasupra curbei Dφ nu pot fi utilizate, deoarece apare patinarea roţilor motoare pe drum. Din relaţia 4.1.15. se poate observa că aderenţa cea mai bună o au automobilele cu tracţiune integrală la care, pentru aceleaşi valori ale coeficientului de aderenţă φ, curbele Dφ sunt situate mai sus decât curbele D, ceea ce arată că această categorie de automobile are o dinamică mai bună în comparaţie cu automobilele echipate cu transmisie 4x2.

Caracteristica dinamică se construieşte din caracteristica forţei la roată şi, în acest sens, se recomandă utilizarea algoritm:ului din tabelul 4.1.2.

Tabelul 4.1.2.Valori pentru construirea caracteristicii dinamice Nr.c

rt n(rot/min) n0 …

. nM …

. nec …

.. np nmax(n

r) 1 ω(rad/s)

2 Me (N•m)

3 V1=

10 cv

r

iir

⋅⋅ω

4 V12

5

D1 =a

R

GkAVF 2

11 −

6 V2=

20 cv

r

iir

⋅⋅ω

7 V22

8

D2 =a

r

GkAVF 2

22 −

9 ……………

4.1.3. Caracteristica acceleraţiilor Caracteristica acceleraţiilor reprezintă dependenţa grafică dintre acceleraţia automobilului şi viteza sa de deplasare.

Page 105: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

10

Acceleraţia automobilului la deplasarea pe calea de rulare cu rezistenţă specifică ψ rezultă din expresia factorului dinamic, dată de relaţia 4.1.6.:

( )δ

ψ gDdtdv

−= (4.1.16.)

Ţinând seama că factorul dinamic are valorile limitate de către mărimea

aderenţei, relaţia 4.1.14., rezultă că şi valorile maxime ale acceleraţiei vor fi limitate de către aderenţă. În acest sens acceleraţia, la limita aderenţei, se calculează cu relaţia:

aφ= ( )δ

ψϕgD

dtdV

−= (4.1.17.)

Caracteristica acceleraţiilor se construieşte pornind de la caracteristica dinamică, calculând, pentru fiecare valoare a factorului dinamic, valoarea acceleraţiei corespunzătoare, cu ajutorul relaţiei:

ak= (Dk –ψ)•k

(4.1.18.)

în care: ak reprezintă acceleraţia într-o treaptă oarecare k a cutiei de viteze; Dk este factorul dinamic în treapta k, iar δk reprezintă coeficientul maselor aflate în mişcare de rotaţie, în treapta k ( într-o primă etapă, pentru calculul coeficientului δ, poate fi folosită relaţia 2.3.14.).Graficul caracteristicii acceleraţiilor este prezentat în figura 4.1.3., curbele acceleraţiilor fiind asemănătoare cu curbele factorului dinamic.

a(m/s)

a1 aII aIII aIV Vmax V(m/s) Fig.4.1.3. Caracteristica acceleraţiilor

Page 106: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

11

Din graficul acceleraţiilor se pot determina diverse mărimi care caracterizează regimul de demarare, ca de exemplu viteza maximă a automobilului, la care acceleraţia se anulează, viteza maximă sau minimă în fiecare treaptă, etc.

4.1.4.Caracteristica timpului de demarare

Timpul de demarare se defineşte ca fiind timpul necesar automobilului,

pentru a atinge viteza maximă, pornind de pe loc. În acest caz motorul funcţionează pe caracteristica exterioară iar schimbarea treptelor de viteze se face instantaneu.

a1 (s2 /m)

1/a4 1/a3 1/a2 1/a1 Δ1 Δ2 Δ3 Δ4 Δn Vmax V(m/s) V0 V1 V2 V3 V4 Vn-1 0,9Vmax =Vn Fig.4.1.4.Caracteristica inversului acceleraţiilor

Pentru calculul timpului de demarare se porneşte de la definiţia acceleraţiei:

a = dtdV

(4.1.19.)

Din această relaţie se deduce expresia timpului de demarare td:

td = a

dVV

V∫ max

0

9,0 (4.1.20.)

Page 107: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

12

în care V0 şi 0,9Vmax sunt vitezele de la începutul, respectiv sfârşitul demarajului. Integrarea se face până la 0,9 din Vmax deoarece la Vmax acceleraţia este zero, iar inversul său tinde către infinit.

Deoarece funcţia a = f (Va) nu este cunoscută pentru rezolvarea integralei din relaţia 4.1.20. se recurge la metoda grafo-analitică, care presupune construirea caracteristicii inversului acceleraţiilor, fig.4.1.4., adică a dependenţei grafice dintre inversul acceleraţiilor şi viteza de deplasare a automobilului.. Această caracteristică se construieşte din graficul acceleraţiilor, calculând pentru fiecare valoare a acceleraţiei valoarea inversului acceleraţiei respective.

După construirea graficului inversului acceleraţiilor trebuie calculată aria suprafeţei cuprinse între curbele inversului acceleraţiilor şi abscisă. Această suprafaţă, la scara de reprezentare aleasă, reprezintă timpul de demarare al automobilului, care, pornind de pe loc, atinge viteza Vn=0,9 Vmax. La viteza maximă a automobilului acceleraţia este zero iar inversul ei este infinit, astfel încât curba respectivă tinde asimptotic către verticala corespunzătoare vitezei maxime Vmax.

Pentru calculul ariilor de sub curbele inversului acceleraţiilor se împarte intervalul V0-Vmax într-un număr suficient de mare de intervale, toate având aceeaşi mărime ΔV. Alegerea intervalelor trebuie astfel făcută încât punctele de divizare să treacă prin punctele de intersecţie ale curbelor inversului acceleraţiilor. În acest fel funcţia inversului acceleraţiilor nu va prezenta discontinuităţi.

La viteza maximă, inversul acceleraţiei fiind infinit calculul timpului de demarare se va face până la o valoare arbitrară ,0,9 Vmax, ca în figura 4.1.4. Pentru calculul timpului de demarare trebuie efectuat calculul integralei din relaţia 4.1.20, pentru a cărei rezolvare se aplică metoda numerică aproximativă. Aceasta permite folosirea proprietăţii integralei definite de a fi calculată pe subintervale şi de a însuma valorile astfel obţinute:

adVV

V∫

max

0

9,0=

adVV

V∫

1

0

+a

dVV

V∫

2

1

+a

dVV

V∫3

2

+…..+a

dVV

Vn∫

3max

1

9,0 (4.1.21.)

Fiecare integrală din suma de mai sus poate fi calculată, cu aproximaţie, prin lipsă sau prin adaos, cu relaţia:

Va i

Δ⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ 1 <

adVi

iV

V

∫+1 < V

a i

Δ⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

+1

1

(4.1.22.) O bună aproximare a fiecărei integrale se obţine folosind expresia:

Page 108: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

13

a

dVi

iV

V

∫+1 ≈ V

a imed

Δ•⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ 1 (4.1.23.)

unde imeda⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ 1 reprezintă media aritmetică a valorilor inversului

acceleraţiilor la capetele fiecărui interval de mărime ΔV, astfel că se poate scrie relaţia:

imeda⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ 1 = ⎥

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛•

+1

1121

ii aa (4.1.24.)

Cu această observaţie se poate calcula timpul de demaraj total cu ajutorul expresiei:

td=a

dVV

V∫

max

0

=

= ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛++⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛++⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛•

⋅Δ

nmedimedmedmed aaaaDCV 1...1.....11

21

(4.1.25) Pentru calculul efectiv al timpului de demarare al automobilului, pornind de la această relaţie, cu ajutorul graficului inversului acceleraţiilor, prezentat în figura 4.1.4., se calculează aria fiecărui interval ΔV1, ΔV2, ΔV3,… ΔVn.( fiecare interval poate fi considerat ca un trapez dreptunghic a

cărui arie se calculează cu relaţia: A= ( )2

hbB •+ , în care B reprezintă

inversul acceleraţiei la un capăt al intervalului, b reprezintă inversul acceleraţiei la celălalt capăt al intervalului, iar h reprezintă distanţa dintre valorile inversului acceleraţiilor de la capetele intervalului ΔV considerat). Fiecare arie calculată astfel reprezintă, la scara aleasă pentru reprezentare (1m/s=C mm, 1s2/m=D mm) timpul de demarare propriu fiecărui interval calculat.

Page 109: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

14

Timpul total de demarare va rezulta din însumarea timpilor calculaţi conform metodologiei indicate mai sus. Caracteristica timpului de demaraj este prezentată în figura 4.1.5.

Pentru autoturisme firmele constructoare precizează timpul şi spaţiul de demarare în care este atinsă viteza de 100 km/h, fapt care permite compararea acestor performanţe la automobile asemănătoare.

4.1.5. Caracteristica spaţiului de demarare Caracteristica de demarare reprezintă dependenţa grafică dintre spaţiul de

demarare şi viteza automobilului. Prin spaţiu de demarare se defineşte spaţiul parcurs de automobil în timpul demarajului. Pentru calculul spaţiului de demarare se foloseşte relaţia de definiţie a vitezei:

V=dtdS

(4.1.26.)

de unde se deduce expresia de calcul a spaţiului elementar:

dS =V • dt (4.1.27.) Spaţiul de demarare total se va calcula cu relaţia:

Sd = ( )∫ •dt dttV0

(4.1.28.)

Pentru determinarea legii de dependenţă a vitezei în funcţie de timp integrala dată de relaţia 4.1.28. se calculează asemănător cazului anterior, folosind metoda numerică aproximativă. Astfel se poate scrie relaţia:

Sd = ∫1t

oVdt + ∫

2

1

t

tVdt + ∫

3

2

t

tVdt + ∫

4

3

t

tVdt +….+ ∫

4

1

d

n

t

tVdt (4.1.29)

Fiecare integrală din sumă poate fi calculată cu aproximaţie, prin lipsă sau prin exces, cu relaţia:

Vi• Δt < ∫+1i

i

t

tVdt < Vi+1• Δt (4.1.30.)

Page 110: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

15

O bună aproximare a fiecărei integrale se obţine din expresia:

∫+1i

i

t

tVdt ≈ Vimed • Δt (4.1.31.)

unde: Vimed = ( )121

++• ii VV , vitezele Vi ,respectiv Vi+1 sunt vitezele automobilului

la capetele intervalului Δt. Cu această observaţie se poate scrie următoarea ecuaţie de calcul a spaţiului de demarare:

Sd = ( )∫ •dt dttV0

= Δt • ( )nmedmedmedmed VVVV ++++ ...321 (4.1.32.)

td(s) tn Δt Δn tn-1 Δt Δn-1 t3 Δt Δ3 t2 Δt Δ2 t1 Δt Δ1 V1min V1 V2 Vn Vmax V(m/s)

Fig.4.1.6. Caracteristica timpului de demarare

Pentru calculul efectiv al spaţiului de demarare al automobilului, pornind de la această relaţie, cu ajutorul graficului timpului de demarare, prezentat în figura 4.1.6. se calculează aria fiecărui interval Δ1, Δ2, Δ3,… Δn.( fiecare interval poate fi considerat ca un trapez dreptunghic a cărui arie

se calculează cu relaţia: A= ( )2

hbB •+ , B reprezintă viteza automobilului la

un capăt al intervalului, b reprezintă viteza la celălalt capăt al intervalului, iar h reprezintă distanţa Δt de la capetele intervalului Δi considerat).Fiecare

Page 111: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

16

arie calculată astfel reprezintă, la scara aleasă pentru reprezentare, spaţiul de demarare propriu fiecărui interval calculat.

Astfel spaţiul de demarare S1 pentru a ajunge de la viteza V1 min (viteza minimă stabilă de deplasare a automobilului în treapta I-a, corespunde funcţionării motorului la turaţia de moment motor maxim- nM) la viteza V1

va fi:

S1 = Δt• medV1 (4.1. 29.) Spaţiul necesar pentru demarare de la viteza V1 min la viteza V2 va fi: S2 = Δt• [ ]medmed VV 21 + (4.1.30) Din însumarea spaţiilor de demarare intermediare va rezulta spaţiul total de demarare care se va calcula cu relaţia: Sd = Δt• [ ]nmedmedmedmed VVVV ........321 +++ (4.1.31.)

Ţinând seama de metodologia indicată se poate construi caracteristica

spaţiului de demarare, care este reprezentată în figura 4.1.6. Sd (m)

S100 V1min 27,7 Vmax V(m/s) Dacă în calculele de proiectare a unui nou automobil s-au determinat

timpul şi spaţiul de demarare trebuie ca aceste valori, corespunzătoare vitezei de 100km/h , să fie comparate cu aceleaşi mărimi pe care le au soluţiile similare de automobile. Dacă apar diferenţe importante între valorile calculate şi cele ale

Page 112: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

17

soluţiilor similare trebuie ca întreg calculul să fie reluat, făcându-se schimbări ale parametrilor iniţiali aleşi sau a coeficienţilor utilizaţi.

Page 113: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

18

4.2.Frânarea automobilului Procesul de frânare este extrem de important pentru siguranţa în deplasare

a automobilului şi pentru stabilitatea sa.. Se apreciază că frânarea optimă se obţine prin dezvoltarea unor forţe de frânare care să asigure, indiferent de condiţiile de deplasare şi de starea de încărcare a automobilului, reducerea vitezei de deplasare până la oprire, dacă este cazul, cu păstrarea traiectoriei de deplasare şi a aderenţei roţilor cu calea de rulare.

4.2.1.Echilibrul roţii frânate Pentru studiul mişcării roţii frânate se aplică metoda izolării corpurilor, ca

şi în cazul studiului echilibrului roţii nemotoare (paragraful 2.1.1.) sau al roţii motoare (paragraful 2.6.).

Asupra roţii frânate acţionează momentul de frânare Mf ,opus vitezei unghiulare ω, produs de mecanismul de frânare din roată. Articulaţia de legătură dintre roată şi punte este înlocuită cu două forţe care acţionează în axa roţii, pe două direcţii perpendiculare şi anume: o forţă Gr perpendiculară pe calea de rulare, care reprezintă partea din greutatea automobilului care revine roţii în timpul frânării şi o altă forţă, Ff , paralelă cu calea de rulare, care reprezintă forţa cu care puntea automobilului acţionează asupra roţii frânate. Ca urmare a acţiunii acestor forţe în suprafaţa de contact roată-drum apar reacţiunile verticală-Zr şi tangenţială-X. Datorită repartiţiei neuniforme a forţelor de presiune dintre pneu şi calea de rulare (vezi subcapitolul 2.1.) reacţiunea Zr este deplasată faţă de axa roţii, spre sensul de înaintare al automobilului, cu distanţa a.

Ecuaţia de echilibru de momente şi ecuaţiile de echilibru de forţe pe direcţie perpendiculară, respectiv paralelă cu drumul, vor fi:

Mf + Zr •a -- X • rd = 0 Mf ωr Va Ff ─X = 0 (4.2.1) Ff Zr ─ Gr = 0 rd Gr Zr Prin împărţirea întregii ecuaţii

de momente cu mărimea rd se obţine: X X a Zr

X = d

f

rM

+ Zr • dra

(4.2.2.)

Fig.4.2.1.Echilibrul roţii frânate

Page 114: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

19

Ţinând seama de ecuaţiile de forţe din relaţiile 4.2.1. şi de expresia

coeficientului rezistenţei la rulare f = dra

rezultă:

Ff = rd

f Zfr

M⋅+ (4.2.3.)

Forţa de frânare Ff este forţa cu care roata frânată acţionează asupra punţii automobilului, producând decelerarea acestuia. Dacă notăm cu Ffr forţa de frânare la roată, pe care o dezvoltă mecanismul de frânare prin momentul de frânare Mf, aceasta se va calcula cu relaţia:

Ffr = d

f

rM

(4.2.4.)

Ştiind că produsul f • Zr este egal cu rezistenţa la rulare Rr se obţine relaţia

de legătură dintre forţa de frânare Ff şi forţa de frânare la roată Ffr: Ff = Ffr + Rr (4.2.5.) Aşadar se poate arăta că forţa cu care roata frânată acţionează asupra

punţii automobilului este egală cu suma dintre forţa de frânare la roată, pe care o dezvoltă mecanismul de frânare din roată şi rezistenţa la rulare, proprie roţii frânate.

Momentul de frânare care acţionează asupra roţii frânate poate fi scris sub forma:

Mf = X • rd -- Zr •a (4.2.6.) Ţinând seama că valoarea maximă a forţei tangenţiale X este limitată de

valoarea aderenţei, Xmax = φ • Zr , se poate obţine expresia momentului de frânare maxim, Mf max, la limita aderenţei:

Mf max = Zr• rd • (φ–f) (4.2.7.) 4.2.2.Ecuaţia de mişcare a automobilului frânat Pentru determinarea ecuaţiei de mişcare a automobilului frânat se

analizează cazul mişcării decelarate a automobilului pe o rampă de unghi α,

Page 115: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

20

fig.4.2.1. Forţa de inerţie FI = –dtdVma ••δ este orientată, în acest caz, în sensul

deplasării automobilului. Forţele care se opun înaintării automobilului sunt: forţa

Fig.4.2.1. Schema automobilului frânat pe rampă

de frânare Ff , considerată concentrată în axa punţii spate, rezistenţa la rulare Rr şi componenta greutăţii, paralelă cu calea de rulare, Ga• sin α. Ecuaţia de echilibru a forţelor paralele cu calea de rulare are forma următoare:

Fi ― Ff ― Ga • sin α. ― Ra =0 (4.2.8.)

Dacă se ţine seama de expresia forţei de inerţie Fi = δ • g

Ga • dtdV

şi de

relaţia 4.2.5. se obţine:

δ • g

Ga • dtdV

=Ffr +f • Ga •cosα + Ga • sinα + k •A•V2 (4.2.9.)

unde Ffr = d

f

rM

.

Relaţia 4.2.9. reprezintă ecuaţia de mişcare a automobilului frânat pe

rampa de unghi α, iar raportul dtdV

= – a se numeşte deceleraţia mişcării (a<0)

Page 116: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

21

4.2.3.Determinarea deceleraţiei maxime de frânare Deceleraţia maximă de frânare se determină din condiţia ca la roata frânată să se dezvolte forţa de frânare maximă, Ffr, care se determină din expresia momentului de frânare maxim, dat de relaţia 4.2.7.:

Ffr max = d

f

rM

= Ga • (φ-f) • cosα (4.2.10.)

Înlocuind în relaţia 4.2.9 se obţine expresia deceleraţiei maxime:

dtdV

gGa ⋅⋅δ = Ga • cosα • (φ-f)+ f • Ga• cosα + Ga • sinα + k • A •V2 (4.2.11.)

Dacă frânarea se face la limita aderenţei, pe o cale de rulare orizontală, (α = 0), rezistenţa aerului se poate neglija, rezultând următoarea expresie pentru deceleraţia maximă:

max⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

dtdV

= δ

ϕ g⋅ (4.2.12.)

În cazul frânării cu motorul decuplat, coeficientul de influenţă a maselor

aflate în mişcare de rotaţie δ poate fi aproximat ca fiind δ≈1, iar deceleraţia maximă poate fi calculată cu expresia:

max⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

dtdV

= φ • g [m/s2 ] (4.2.13.

Uneori deceleraţia maximă se exprimă în funcţie de acceleraţia

gravitaţională. Astfel, pentru cazul frânării pe o cale de rulare cu coeficientul de aderenţă φ = 0,7 deceleraţia maximă va fi de 0,7 g.

Decelaraţia maximă se obţine în cazul frânărilor intense, la limita aderenţei, fără blocarea roţilor. Dacă roţile se blochează poate să apară alunecarea lor pe calea de rulare, fără a mai putea fi controlată mişcarea automobilului.

Page 117: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

22

4.2.4.Determinarea spaţiului de frânare minim Spaţiul de frânare minim este un parametru important de apreciere a

performanţelor de frânare ale automobilului şi afectează direct siguranţa în deplasare. El se determină folosind expresiile de calcul cunoscute pentru spaţiu, viteză şi timp:

dtdS

= V: dtdV

= – a (4.2.14.)

Semnul minus din faţa deceleraţiei arată că mişcarea automobilului este

încetinită, adică pentru dt > 0 variaţia vitezei este negativă (dV<0). Din cele două relaţii de mai sus rezultă:

adVVdS ⋅

−= (4.2.15.)

Înlocuind valoarea deceleraţiei maxime a dată de relaţia 4.2.12. se obţine:

dSf min = –gdVV

⋅⋅⋅

ϕδ

(4.2.16.)

Apreciind că frânarea automobilului se face de la o viteză iniţială Vi până

la o viteză finală Vf atunci spaţiul de frânare minim Sf min se va obţine ca rezultat al rezolvării ecuaţiei:

Sf min = – ∫ ⋅⋅⋅f

i

V

V gdVV

ϕδ

= – ( )fi VVg

22

2−

⋅⋅ϕδ

(4.2.17.)

Dacă frânarea se face până la oprire, cu motorul decuplat (δ≈1), atunci

viteza finală va fi nulă (Vf = 0), iar spaţiul de frânare minim se va calcula cu relaţia:

Sf min = g

Vi

⋅⋅ϕ2

2

(4.2.18.)

Page 118: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

23

Se constată că mărimea spaţiului de frânare minim este proporţională cu pătratul vitezei iniţiale. Dacă viteza iniţială creşte cu 22,5 % spaţiul minim de frânare creşte cu 50%. Şi coeficientul de aderenţă influenţează apreciabil valoarea spaţiului de frânare minim. Astfel, pe o cale de rulare orizontală, scăderea coeficientului de aderenţă cu 66 % conduce la creşterea spaţiului de frânare minim cu 50 %.

4.2.5.Determinarea timpului de frânare minim Timpul de frânare minim este timpul măsurat din momentul în care

conducătorul automobilului sesizează necesitatea de frânare şi până la oprirea automobilului. Pentru calculul timpului de frânare minim se porneşte de la relaţia:

dtdV

= – a (4.2.19.)

Înlocuind expresia deceleraţiei maxime dată în 4.2.12. se obţine:

dtf min = –g

dV⋅⋅ϕδ

(4.2.20.)

Integrând ecuaţia între limitele Vi (viteza iniţială) şi Vf (viteza finală)

rezultă:

tf min = – ∫ ⋅⋅f

i

V

V gdV

ϕδ

= ( )fi VVg

i −⋅ϕδ

(4.2.21.)

Dacă frânarea se face cu motorul decuplat (δ≈1), până la oprirea

automobilului, atunci Vf =0, iar timpul de frânare minim va fi:

tf min = g

Vi

⋅ϕ (4.2.22.)

Timpul de frânare minim, determinat în condiţiile de mai sus, a fost

calculat în ipoteza că frânele intră în funcţiune imediat ce conducătorul a acţionat asupra pedalei de frână şi că momentul de frânare Mf are valoarea maximă încă de la început. În realitate timpul de frânare real este mai mare, deoarece el este influenţat de reflexele şi experienţa conducătorului automobilului şi de calităţile tehnice ale sistemului de frânare al automobilului.

Page 119: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

24

4.2.6. Frânarea pe drum orizontal la mersul rectiliniu

Studiul frânării a format şi formează obiectul multor cercetări, fenomenul de frânare depinzând de numeroase variabile, care sunt influenţate fie de construcţia automobilului şi de calităţile sistemului de frânare cu care acesta este echipat, fie de aptitudinile conducătorului automobilului. În figura 4.2.2. este prezentat cazul unui automobil frânat pe o cale orizontală, neglijându-se influenţa asupra frânării a rezistenţei aerodinamice, a rezistenţei la rulare şi a eventualelor influenţe ale căii de rulare. Va Fi Ga hg Ff1 Ff2 A a b B Z1 L Z2 Fig.4.2.2.Schema automobilului frânat pe drum orizontal Scriind ecuaţiile de echilibrul de forţe în plan orizontal şi in plan vertical, respectiv ecuaţiile de momente în punctele A şi B rezulta:

∑ 0Fx =

21 ffi FFF += (4.2.23.) ∑ Fz =0

21 ZZGa +=

∑ = 0AM 02 =⋅+⋅−⋅ LZaGhF agi (4.2.24.)

∑ = 0BM 01 =⋅−⋅+⋅ LZbGhF agi

Din relaţiile de mai sus reacţiunile normale 21 , ZZ vor fi :

L

bhgdt

dv

GL

bGhdtdvm

LbGhF

Zg

a

agaagi

+⋅⋅⋅=

⋅+⋅⋅=

+=

1...

1 (4.2.25.)

Page 120: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

25

L

hgdt

dvaG

L

hdtdvmbG

LhFaG

Zg

a

gaagia

⋅⋅−⋅=

⋅⋅−⋅=

⋅−⋅=

1

2 (4.2.26.)

Pentru aprecierea cantitativă a calităţilor de frânare se foloseşte decerelaţia

relativă frela (coeficientul de frânare), definită ca raportul dintre deceleraţia absolută şi acceleraţia gravitaţională :

gdtdv

a frel = (4.2.27.)

Cu această convenţie relaţiile 4.2.25. şi 4.2.26. devin :

;1 Lbha

GZ gfrela

+=

Lhaa

GZ gfrela

−=2 (4.2.28.)

Notând rapoartele : Ψ=La

si χ=Lhg relaţiile devin :

)(

)1(

2

1

χ

χ

⋅−Ψ⋅==

Ψ−+⋅⋅=

frelaa

frela

aGGZ

aGZ (4.2.29.)

Ţinând seama că forţa de frânare la roată este limitată de mărimea

aderenţei dintre pneu şi calea de rulare , adică iifi ZF ϕ= , rezultă :

)(

)1(

2222

111

χϕϕ

χϕϕ

frelaf

frelafi

aGZF

aGZF

−Ψ==

Ψ−+== (4.2.30.)

Dacă definim forţa specifică de frânare la roată iF ca raportul dintre forţa

de frânare la roată şi greutatea totală a automobilului, atunci vom putea scrie:

)1(11

1 Ψ−+== χϕ frelaf aG

GaF

F (4.2.31.)

Page 121: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

26

)(22

2 χϕ frelf a

GaF

F −Ψ==

Relaţiile de mai sus exprimă mărimea forţelor de frânare specifice la roţile faţă, respectiv spate.

In condiţii optime de frânare se poate aprecia că ϕϕϕ == 21 , relaţiile putând fi scrise sub forma următoare, ţinând seama că în acest caz ϕ=frela :

)(

)1(

2

1

ϕχψϕψϕχϕ

−=−+=

FF

(4.2.32.)

Eliminând coeficientul de aderenţă ϕ se obţine ecuaţia de gradul al doilea

de forma: 0)12( 1

2121

22 =⋅−⋅+⋅−+⋅⋅+⋅ FFFFF ψχψχχ (4.2.33.)

Prin rezolvarea acestei ecuaţii şi reţinerea soluţiei pozitive se obţine :

11

2

2 21

21 FFF −

⋅−

−+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅−

=χψ

ψχψ

(4.2.34.)

Relaţia 4.2.34. exprimă legătura dintre forţele specifice de frânare la roţile

faţă şi spate în condiţii ideale de frânare. Pentru o situaţie bine determinată când se cunosc χψ ,,aG reprezentând

grafic, în ordonata fiind 2F şi în abscisa 1F ,relaţia 4.2.34. se reprezintă sub forma

unei parabole care, trecând prin origine, intersectează axele în punctele )0,(χψ

şi

χψ 1,0( −

), conform fig. 4.2.3.

Curba respectivă mai este cunoscută şi sub denumirea de „parabola distributiei ideale a forţei de frânare”, deoarece defineşte mărimea forţelor specifice de frânare maxime la roţile faţă – spate, dezvoltate simultan la limita de aderenţă, când se obţine deceleraţia maximă posibilă sau deceleraţia maximă ideală.

Fiecărui punct al parabolei îi corespunde un anumit coeficient de aderenţă, care se poate preciza ducând în acest punct o paralelă la bisectoarea a doua a axelor şi citind valoarea corespunzatoare la intersecţia cu una din axele de coordonate.

Page 122: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

27

F2 φ 2 = φII

φ 2 = φi A φ 2 = φI

P1 P2 PI

2 O F1

φ 1 = φI ( 0,χψ

)

φ 2 = φi φ 1 = φII

ψ 1,0 −)

Fig.4.2.3. Parabola distribuţiei ideale a forţei de frânare

Raportul forţelor de frânare la punţi trebuie să fie variabil pentru a se realiza frânarea optimâ. Pentru un sistem clasic de frânare condiţia de frânare optimă nu este îndeplinită decât pentru un singur coeficient de aderenţă, rezultat al faptului că forţele de frânare trebuie să se repartizeze proporţional cu sarcinile dinamice la punţi, care depind de valoarea deceleraţiei.

Se ştie că 21 iii FFF += , iar forţa de inerţie iF se calculează cu relaţia :

frelaa

ai aGdtdv

gG

dtdvmF === (4.2.35.)

Se poate scrie deci :

Ga

FFGaF

gdtdva ffi

frel211 +

=== (4.2.36.)

Ţinând seama de relaţiile 4.2.30. şi 4.2.31., în condiţiile optime de frânare,

relaţia 4.2.36. devine :

Page 123: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

28

21 FFa frel += (4.2.37.)

Înlocuind relaţia 4.2.37. în relaţiile 4.2.31. vom obţine :

χψ

χϕχϕ −

−−

=11

11

12 FF (4.2.38.)

χϕ

ψϕχϕ

χϕ

2

21

2

22 11 +

++

−= FF (4.2.39.)

Reprezentarea grafică a relaţiilor precedente se face sub forma a două linii

de aderenţă, anterioară 1ϕ şi posterioară 2ϕ . Prima, pentru diferite valori ale lui

1ϕ , determină un fascicul de drepte trecând prin punctul(χ

ψ 1,0 −), iar a doua,

pentru diferite valori ale lui 2ϕ determină un fascicul de drepte trecând prin

punctul ( 0,χψ

) . Pentru un automobil cu o anumită sarcină, care se deplasează pe

o anumită cale, mărimile ψ si χ sunt cunoscute şi constante, în timp ce 1F şi

2F sunt mărimi variabile dependente de forţa la pedala de frână. Este cunoscut faptul ca o dreaptă împarte planul în două regiuni, una

pozitivă şi una negativă. Dacă se consideră dreapta de ecuaţie 0),( 211 =FFD , atunci una din regiuni este acea porţiune a planului, dintr-o parte a dreptei, pentru care 01 <D , iar a doua regiune o formează cealaltă porţiune a planului, pentru care 01 >D .

F2 D1 IV II III I D2

F1 Fig.4.2.4. Dreptele de echiaderenţă

Page 124: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

29

Reprezentând grafic dreptele ID , IID , ale căror ecuaţii sunt date in relaţia 4.2.38. , respectiv 4.2.39.,, se poate arăta că un punct din planul ),( 21 FF se poate găsi in unul din următoarele domenii ale planului :

-domeniul I ( ID >0, IID >0); -domeniul II ( ID >0, IID <0); -domeniul III ( ID <0, IID >0); -domeniul IV ( ID <0, IID <0). Acestor domenii, fig. 4.2.4., le corespund următoarele situaţii pentru roţile

automobilului : I – roţile din faţă şi din spate rulează fără tendinţe de blocare, deci au alunecări relative în zonele de stabilitate;

II – roţile din faţă rulează fără blocare, iar cele din spate se blochează; III – roţile din faţă se blochează, iar cele din spate rulează fără blocare; IV – roţile de la ambele punţi se blochează.

Page 125: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică. Cap.4. Performanţele automobilului

30

TEST EVALUARE. CAPITOLUL 4 1. Cum se defineşte caracteristica forţei la roată ? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 2. Cum se defineşte caracteristica dinamică? Dar factorul dinamic? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 3. Cum se defineşte caracteristica acceleraţiilor ? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 4. Ce parametrii pot fi determinaţi cu ajutorul caracteristicii dinamice? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 5. Cum definiţi timpul de demaraj? Dar spaţiul de demaraj? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 6. Aţi înţeles cum este generată şi cum acţionează forţa de frânare la roată? Dacă răspunsul este "da", cum se întâmplă acest lucru? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 7.Aţi reţinut expresia de calcul a deceleraţiei maxime? Dacă răspunsul este "da", încercaţi să o scrieţi ? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 8.Dacă aţi auzit de parabola ideală de frânare puteţi spune ce reprezintă aceasta ? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 9.Poate fi momentul de frânare la roată oricât de mare? ……………………………………………………. ……………………………………………………. 10.De ce nu se calculează timpul şi spaţiul de demarare până la viteza maximă? ……………………………………………………. …………………………………………………….

Page 126: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

1

5.1.Parametrii consumului de combustibil Cap.5. Consumul de combustibil al 5.2.Caracteristica de consum a automobilului automobilului

5.3.Influenţa stilului de conducere asupra consumului de combustibil Test evaluare capitolul 5

Page 127: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

2

CAP.5. CONSUMUL DE COMBUSTIBIL AL AUTOMOBILULUI

Consumul de combustibil este un parametru de apreciere a economicităţii

automobilului şi reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motor raportată la distanţa parcursă sau la greutatea încărcăturii transportate. Cu ajutorul acestui parametru se apreciază performanţele de economicitate ale automobilului, ştiut fiind că, în exploatare, costurile legate de cantitatea de combustibil consumată ocupă cea mai importantă pondere din totalul cheltuielilor necesare.

5.1. Parametrii consumului de combustibil

Consumul de combustibil depinde de caracteristicile constructive şi funcţionale ale automobilului şi de condiţiile in care are loc deplasarea (starea de încărcare, caracteristicile motorului şi ale transmisiei, starea tehnică a componentelor automobilului, regimul de deplasare, caracteristicile căii de rulare, stilul de conducere al conducătorului).

Consumul de combustibil poate fi analizat fie cercetând numai motorul automobilului şi, în acest sens sunt definiţi doi parametri-consumul orar Qh şi consumul specific ce , fie cercetând consumul de combustibil al automobilului, luat ca ansamblu şi, în acest caz se definesc tot doi parametri- consumul, în kilograme, raportat la o sută kilometri parcurşi, kgQ100 ,(pentru combustibil solid) sau

consumul, în litri, raportat la o sută kilometri parcurşi, lQ100 (pentru combustibil lichid sau gaz lichefiat).

Funcţionarea economica a motorului se apreciază după consumul orar de combustibil- Q h şi consumul specific de combustibil-ce. Consumul orar reprezintă cantitatea de combustibil , consumata de motor in timp de o oră şi este exprimat în kilograme pe oră, kg/h sau în litri pe oră, l/h, după cum combustibilul este solid, respectiv lichid. Consumul specific reprezintă cantitatea de combustibil , în g, necesară unui motor pentru a obţine un W din puterea sa , timp de o oră , la un anumit regim de lucru şi este exprimat în [g/kWh] Intre consumul specific c e , consumul orar Q h si puterea efectiva a motorului Pe exista relaţia :

c ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=kWh

gPQ

e

he 1000 ( 5.1.1.)

Pentru a ilustra influenţa pe care o au caracteristicile automobilului si condiţiile de deplasare asupra consumului de combustibil s-a stabilit ca parametru

Page 128: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

3

cantitatea de combustibil, în kg (Q kg100 ) sau în litri (Q l

100 ), consumată la 100 km parcurşi . Dacă se cunosc consumul orar al motorului, în Q h [kg/h] sau Q h [l/h] şi viteza de deplasare a automobilului Va [km/h] se poate calcula consumul pentru 100 km parcurşi cu relaţia :

]100/[100100 kmkg

VQQ

ah

kg = (5.1.2.)

Deoarece capacitatea rezervoarelor de combustibil este exprimată in litri ,

în general consumul de combustibil pentru 100 km parcurşi se exprimă în litri (Q )100

l . Astfel , dacă se notează cu ρ , în [kg/ ]3m , densitatea sau masa volumică a combustibilului, atunci consumul de combustibil se calculează cu relaţia:

Q ].100/[100100 kml

VQ

ah

l

⋅=

ρ (5.1.3.)

Daca în relaţiile 5.1.2. şi 5.1.3. consumul orar se exprimă în funcţie de consumul specific şi de puterea efectivă a motorului (rel.5.1.1.), se obţine :

Q ]100/[10100 kmkg

VPc

a

eekg

⋅⋅

= , (5.1.4.)

sau :

Q ].100/[10100 kml

VPc

a

eel

⋅⋅⋅

(5.1.5.)

Consumul de combustibil se mai poate exprima şi prin numărul de kilometri care pot fi parcurşi prin consumarea unei unităţi de combustibil, fie aceasta litrul sau galonul. Acest mod de apreciere a consumului se foloseşte mai mult în S.U.A şi în Anglia , unde parametrul ales exprimă numărul de mile care se pot parcurge cu un gallon de combustibil (1 milă terestră ≅ 1,609 km ; 1 gallon S.U.A. 785,3≅ l ; 1 gallon imperial englez 546,4≅ l ). Fie în maniera europeană, fie în maniera anglo-americană, cert este că mărimea consumului de combustibil al automobilului este unul din parametrii săi economici cei mai importanţi. El se regăseşte indirect, în preţul de vânzare al automobilului şi, mai ales, direct, în cheltuielile de exploatare ale acestuia.

5.2.Caracteristica de consum a automobilului

Page 129: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

4

Caracteristica de consum a automobilului reprezintă dependenţa grafică dintre parametrul de consum Q kg

100 sau Q l100 şi viteza de deplasare a automobilului,

pentru diferite valori ale rezistenţei specifice a drumului. Datele necesare construcţiei grafice se obţin pe cale experimentala prin încercarea motorului , respectiv a automobilului , în laborator sau prin încercarea automobilului pe calea de rulare. La încercarea motorului pe standul motor se determină puterea efectivă Pe şi consumul orar Q h , în funcţie de turaţie pentru diferite deschideri ale clapetei de acceleraţie sau poziţii ale tijei cremalierei pompei de injecţie . Cu datele obţinute se construiesc curbele puterii (fig. 5.2.1. , a) şi ale consumului orar (fig.5.2.1., b) în funcţie de turaţia motorului.

Fig.5.2.1. Caracteristica de consum a automobilului

Curbele 1 corespund admisiei totale a combustibilului , iar curbele 2, 3, 4 ,

5, 6, corespund funcţionării la sarcini parţiale . Tot in figura 5.2.1. a se trasează curba puterii necesare învingerii rezistentelor la înaintare ale cărei valori se obţin cu relaţia:

t

ae

PPP

ηψ +

= (5.2.1.)

a

b

c

V[Km/h]

P [kW

n [rot/min]

n [rot/min]

Page 130: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

5

în care: P Prul PP +=ψ , este puterea la roţile motoare consumată pentru

învingerea rezistenţelor la rulare Prul şi la pantă, Pp ; Pa- puterea consumată pentru învingerea rezistenţei aerului ;

tη - randamentul transmisiei.

Punctele de intersecţie ale curbei t

aPPη

ψ + cu cele ale curbelor puterii

efective indică valorile turaţiilor corespunzătoare vitezelor maxime ale automobilului, pentru diferite sarcini ale motorului. Ducând drepte verticale prin aceste puncte de intersecţie până întâlnesc curbele consumului orar (fig. 5.2.1.b ) se obţin valorile consumului orar Qh1 şi Qh2 , care corespund vitezelor maxime ale automobilului , pentru diferite sarcini ale motorului.

Dacă înlocuim in relaţiile 5.1.2 şi 5.1.3. consumul orar Qh1 si Qh2 precum şi vitezele respective , se poate determina consumul de combustibil , în kg sau în litri, la 100 de kilometri .

Cu datele obţinute se trasează caracteristica de consum Q )(,100 vflkg =

pentru o anumita calitate a drumului , aşa cum este prezentata in figura 5.2.1. c.

Fig.5.2.2.Caracteristica de consum pentru o treaptă de viteze Pentru diverse valori ale rezistenţei specifice a drumului , folosind relaţiile

5.1.5. şi 5.2.1. , se poate trasa caracteristica de consum a automobilului într-o anumită treaptă de viteze (fig.5.2.2.). Curbele din această figură reprezintă dependenţa dintre consumul de combustibil Q lkg ,

100 şi viteza de deplasare a

V[Km/h]

lkgQ ,100

Page 131: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

6

automobilului pentru o anumită valoare a coeficientului de rezistenţă totală a drumului ψ.. Abscisele punctelor B, C , D, E , F G, H reprezintă vitezele maxime de deplasare a automobilului pe drumurile caracterizate de rezistenţele

nψψψ ....,........., 21 . Curba inferioară care corespunde punctului F reprezintă consumul convenţional la deplasarea automobilului pe o cale având coeficientul rezistenţei drumului nul. Din figura 5.2.2. se vede ca pentru fiecare drum caracterizat printr-un anumit coeficient de rezistenţă ψ există o anumită viteză optimă la care consumul este minim. Aceste puncte de minim, unite prin curba trasată cu linie întreruptă, folosesc la determinarea regimului cel mai economic al automobilului în treapta respectivă . Caracteristica de consum se calculează şi se construieşte, de regulă, pentru treapta cea mai rapidă şi pentru treapta imediat inferioară .

Fig,5.2.3.Caracteristica de consum pentru 3 trepte de viteze

În figura 5.2.3. este prezentată caracteristica de consum completă a unui automobil echipat cu o cutie de viteze cu trei trepte de viteze (curbele de consum specifice treptei a doua s-au trasat cu linie întreruptă). Fiecare din curbele caracteristicii economice, la o anumită viteză uniformă, are un minim. Pentru ca automobilul să funcţioneze cât mai economic trebuie ca viteza cea mai des utilizată în exploatare să fie cât mai apropiată de cea la care

V[Km/h]

Page 132: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

7

consumul de combustibil este cel mai mic. La creşterea sau micşorarea vitezei de deplasare faţă de această valoare, consumul de combustibil se măreşte. Creşterea consumului de combustibil la deplasarea automobilului cu viteze reduse se explică prin aceea că motorul funcţionează la sarcini parţiale, cu economicitate scăzută, la turaţii mai mici decât turaţia economică, turaţii la care consumul de combustibil este mai mare decât cel corespunzător turaţiei economice.

Creşterea consumului de combustibil la mărirea vitezei automobilului se datorează creşterii rapide a rezistenţelor la înaintare, în special a rezistenţei aerului, a cărei pondere este mai mare decât îmbunătăţirea economicităţii obţinute prin funcţionarea motorului la sarcini apropiate de sarcina totală. Mai mult decât atât, obţinerea puterii maxime este posibilă numai la funcţionarea cu amestecuri bogate şi deci economicitatea în acest caz se reduce. Din această cauză, curbele caracteristicii economice arată consumuri de combustibil din ce în ce mai mari, pe măsură ce creşte viteza automobilului. Din bilanţul de putere al automobilului, exprimat prin relaţia 2.7.11, se poate scrie:

Pr = ηt • Pe = Pψ + Pa + Pd (5.2.2.) sau:

Pe = ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅⋅+⋅

dtdV

gG

VAkGV a

at

δψη

2 (5.2.3.)

unde: Pe este puterea efectivă dezvoltată de motor, ηt este randamentul total al transmisiei, ψ este coeficientul rezistenţei totale a drumului, k este coeficientul aerodinamic, A reprezintă aria secţiunii transversale maxime a automobilului,, V este viteza automobilului iar δ reprezintă coeficientul maselor aflate în mişcare de rotaţie. Înlocuind ultima expresie în relaţia 5.1.5. se obţine:

Ql100=

t

ecηρ ⋅⋅10 ⎟⎟

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅⋅+⋅

dtdV

gG

VAkG aa δψ 2 (5.2.4.)

sau:

Ql100=

t

ae Gcηρ ⋅⋅

⋅10 ⎟⎟

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅⋅⋅+

dtdV

gGVAk

a

112 δψ (5.2.4.)

Page 133: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

8

Dacă se notează cu λ = u

a

GG

(raportul dintre greutatea totală a automobilului

şi greutatea utilă pe care acesta o poate transporta) se obţine expresia consumului de combustibil pentru o tonă-kilometru de sarcină utilă transportată, adică:

Qlt-km=

t

ue Gcηρ

λ⋅⋅⋅⋅

10 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅⋅⋅+

dtdV

gGVAk

a

112 δψ [l / t • km] (5.2.5.)

Din relaţia 5.2.5. se observă că odată cu creşterea greutăţii utile Gu raportul

λ scade şi scade şi consumul de combustibil Qlt-km, ceea ce conduce la

îmbunătăţirea rentabilităţii transportului. De aici rezultă concluzia că este raţional să se folosească autocamioane cu

capacitate mare de transport, având remorci sau semiremorci cu greutatea utilă cât mai mare. La această categorie de automobile, deşi apare o creştere a consumului total de combustibil înregistrat pe o anumită distanţă , tona de marfă transportată devine mai ieftină, din punct de vedere al consumului de combustibil .

Factorul aerodinamic Ak ⋅ (forma automobilului ) influenţează asupra consumului de combustibil la viteze mari de deplasare, când rezistenţa aerului creşte cu pătratul vitezei de deplasare. Calităţile aerodinamice ale autocamioanelor cu platforma acoperită pot fi oarecum îmbunătăţite prin atenuarea colţurilor şi a discontinuităţilor bruşte in profil longitudinal şi prin folosirea unor forme de cabine şi caroserii cât mai aerodinamice. Consumul de combustibil este influenţat şi de numărul de trepte de viteze şi de mărimea rapoartelor de transmitere. Mărirea numărului de trepte de viteze asigură funcţionarea mai frecventă a motorului la regimuri stabilizate, cu consecinţe favorabile asupra consumului de combustibil. Acelaşi lucru se obţine prin folosirea rapoartelor totale de transmitere de valori mici ( în treptele superioare), deoarece puterea necesară deplasării automobilului se obţine la turaţii mai reduse, apropiate turaţiei economice a motorului. Creşterea raportului de transmitere al transmisiei principale i0 conduce la creşterea consumului de combustibil , deoarece se măreşte valoarea coeficientului rezistenţei totale a drumului ψ pe care automobilul îl poate învinge , determinând deplasarea in sus a curbelor Q l

100 (fig.5.2.2.). Reducerea pierderilor de putere in transmisia automobilului şi implicit îmbunătăţirea randamentului mecanic al transmisiei tη duc, de asemenea, la micşorarea consumului de combustibil . În exploatare automobilul funcţionează cu viteze variabile, cu încărcări diferite , in condiţii climatice diferite , iar factorii care influenţează consumul de combustibil au pondere diferită , în funcţie de condiţiile concrete de deplasare . De aceea se poate afirma că un parametru universal de măsurare obiectivă a

Page 134: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

9

economicităţii automobilului nu există . Nici chiar normele de consum recomandate în exploatare nu pot lua în considerare toţi factorii care influenţează consumul de combustibil . Pentru fiecare caz în parte trebuie făcute încercări şi numai pe baza determinărilor experimentale se pot stabili valorile reale ale consumului de combustibil al automobilului. 5.3.Influenţa stilului de conducere asupra consumului de combustibil

În exploatare deseori se întâmplă ca automobile de acelaşi tip şi stare tehnică să nu înregistreze aceleaşi consumuri de combustibil, chiar dacă ele se deplasează în condiţii asemănătoare, dar sunt conduse de conducători auto diferiţi. Această situaţie este determinată de modul diferit în care sunt conduse automobilele respective, de manevrele pe care conducătorii lor le execută şi de calificarea lor, mai ales în cazul existenţei transmisiilor neautomate.

Prin folosirea unor regimuri de conducere cât mai constante, prin urmărirea atentă a presiunii aerului în pneuri pot rezulta importante economii de combustibil şi lubrifianţi, se poate reduce uzura motorului şi a transmisiei, precum şi uzura pneurilor. In acest caz, conducătorul automobilului face ca motorul să lucreze în marea majoritate a timpului la regimuri constante, cu consum specific scăzut, evitând cât mai mult posibil regimurile tranzitorii şi micşorând pierderile de energie în timpul frânării. Folosirea energiei cinetice acumulate de automobil in timpul accelerării pentru învingerea rezistenţelor la înaintare prin rularea liberă ca şi începerea frânarii când automobilul are viteza redusă, sunt manevre care influenţează sensibil reducerea consumului de combustibil . Consumul de combustibil este influenţat negativ de intensitatea şi frecvenţa demarajelor, a frânărilor intensive şi repetate şi de alegerea nepotrivită a momentelor de schimbare a treptelor de viteze . Trecerea de la o treaptă de viteze la alta într-un timp cât mai redus duce la îmbunătăţirea economicităţii automobilului.

Modul de conducere economic al automobilului măreşte durabilitatea motorului şi transmisiei, deoarece consumul suplimentar de combustibil duce la uzura prematură a motorului. Un parametru care caracterizează măiestria conducătorului auto îl constituie suma totală a rotaţiilor arborelui cotit al motorului raportată la unitatea de drum parcurs, cu o viteză medie dată. Cu cât această mărime este mai mică, cu atât consumul de combustibil şi uzura motorului sunt mai reduse. Micşorarea acestui parametru se poate obţine prin utilizarea unei trepte acceleratoare în cutia de viteze şi prin folosirea raţională a mersului liber al automobilului.

Odată cu introducerea sistemelor electronice de gestionare a funcţionării subansamblelor automobilului şi a motorului în special, s-au obţinut rezultate care, până nu demult, păreau imposibil de atins, privind consumul de combustibil.

Page 135: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

10

Consumuri de 4-5l/100km sunt frecvent întâlnite la autoturisme de clasă mijlocie, iar cercetările întreprinse nu au atins încă limitele minime.

Creşterea numărului automobilelor tot mai puţin poluante a contribuit, de asemenea, la reducerea consumului de combustibil, prin extinderea cercetărilor privind arderea completă a combustibililor utilizaţi sau prin folosire automobilelor hibride, având ca surse de energie un motor termic şi un motor electric. Prin intrarea în funcţiune a motorului electric se micşorează timpul de utilizare a motorului termic şi implicit a consumului de combustibil, reducându-se cantitatea de noxe evacuate în atmosferă.

Page 136: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamică . Cap.5.Consumul de combustibil al automobilului

11

TEST EVALUARE. CAPITOLUL 5.

1.Prin ce parametri se măsoară consumul de combustibil al motorului ? ……………………………………………………………………….. ………………………………………………………………………… 2. Prin ce parametri se măsoară consumul de combustibil al automobilului? …………………………………………………………………………. ………………………………………………………………………….. 3.Cum se defineşte caracteristica de consum? …………………………………………………………………………. …………………………………………………………………………. 4.Puteţi spune care este influenţa greutăţii asupra consumului de combustibil? ……………………………………………. ………………………………………………. 5.Puteţi spune care este influenţa stilului de conducere asupra consumului de combustibil? …………………………………………………………………………………….. …………………………………………………………………………………….. 6.Puteţi spune care este diferenţa de apreciere a consumului de combustibil la automobile în Europa şi în Statele Unite ale Americii ? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 7.În ce constă conducerea economică a automobilului ? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 8. Aţi auzit de treaptă de viteză economică ? ……………………………………………. ……………………………………………..

Page 137: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului 6.1.Stabilitatea automobilului

6.1.1.Stabilitatea longitudinală a automobilului 6.1.2.Stabilitatea transversală la mersul rectiliniu 6.1.3.Stabilitatea transversală la mersul în viraj

6.2.Maniabilitatea automobilului 6.2.1.Maniabilitatea în viraj Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului 6.3.Stabilitatea roţilor de direcţie

6.3.1.Unghiul deînclinare longitudinală a pivotului

6.3.2.Unghiul de înclinare transversală a pivotului 6.3.3. Unghiul de cădere 6.3.4. Unghiul de convergenţă

6.4. Sisteme electronice de control a tracţiunii şi frânării Test evaluare capitolul 6

Page 138: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Cap.6.STABILITATEA ŞI MANIABILITATEA AUTOMOBILULUI 6.1.Stabilitatea automobilului

Prin stabilitatea automobilului se defineşte proprietatea acestuia de a rămâne în permanenţă în contact cu calea de rulare şi de a urmări traiectoria impusă de conducătorul auto. Pierderea stabilităţii se produce la apariţia patinării, alunecării, derapării sau răsturnării automobilului.

Dacă la aprecierea curentă a performanţelor automobilelor şi în special ale autoturismelor, printre termenii frecvent folosiţi, privind performanţele motorului (puterea maximă,consumul orar sau consumul specific, etc.) sau ale întregului automobil (acceleraţia, viteza maximă, timpul şi spaţiul de demarare, timpul şi spaţiul de frânare, organizarea şi compunerea transmisiei, tipul frânelor, direcţiei şi suspensiei, consumul de combustibil la 100 de km, dotările şi echipamentele folosite, etc.) arareori se regăsesc şi informaţii sau aprecieri privind limitele de asigurare a stabilităţii, pe care automobilul este capabil să le îndeplinească în anumite regimuri de deplasare.

Apreciem că sunt dificil de precizat astfel de performanţe şi criterii limită, având în vedere diversitatea regimurilor de deplasare pe care un automobil le poate avea de-a lungul vieţii sale. Dată fiind însă importanţa păstrării stabilităţii automobilului în orice condiţii de deplasare, pentru siguranţa pasagerilor aflaţi în interior cât şi pentru ceilalţi participanţii la trafic, pentru siguranţa mărfurilor transportate, ţinând seama şi de viteza de deplasare a automobilelor, astfel de criterii devin tot mai necesar a fi stabilite şi precizate, încă din faza de concepţie şi făcute cunoscute oricărui cumpărător de automobile, pentru ca cei interesaţi să cunoască modul lor de conducere si folosinţă in siguranţă.

Este dăunător şi neeconomic ca un automobil să nu corespundă din punct de vedere tehnic tot timpul, ca unele din părţile sale componente să nu atingă sau să nu-şi menţină parametrii de funcţionare prevăzuţi de către fabricant, dar este extrem de periculos ca el să-şi piardă stabilitatea, indiferent de cauzele care ar genera acest fapt, deoarece, în astfel de situaţii, se pierde controlul automobilului respectiv, cu toate consecinţele care decurg de aici.

Având în vedere multitudinea condiţiilor de deplasare pe care un automobil le poate asigura ,ca şi multitudinea situaţiilor întâlnite în practica conducerii rutiere, nu pot fi precizate mereu limtele de stabilitate sau comportamentul la limită al automobilului pentru toate aceste regimuri.Totuşi anumite regimuri preponderent întâlnite pot fi analizate, putându-se determina condiţiile limită la care se poate pierde stabilitatea automobilului. Astfel în cele ce urmează vor fi analizate condiţiile de stabilitate ale automobilului la deplasarea rectilinie şi în viraj, la demarare sau frânare, la urcarea rampelor sau la coborârea pantelor.

Page 139: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

6.1.1.Stabilitatea longitudinală a automobilului Pierderea stabilităţii longitudinale a automobilului poate apărea la urcarea

rampelor sau coborârea pantelor mari, în timpul demarajului sau frânării, prin patinare sau alunecare longitudinală sau prin răsturnare.

În cazul automobilului având puntea motoare în spate,care urcă o rampă de unghi α, în regim de mişcare accelerată,, figura 6.1.1., pentru analiza posibilităţilor de pierdere a stabilităţii se scriu ecuaţiile de echilibru de forţe paralele, respectiv perpendiculare, pe planul căii de rulare:

Fig.6.1.1. Studiul stabilităţii la urcarea rampelor

∑X = Ft – Ga sinα –Rd –Rr –Ra=0 (6.1.1.) ∑Y= Zf + Zs– Ga cosα =0. (6.1.2.)

unde:

-Ft este forţa de tracţiune care propulsează automobilul, Ga reprezintă greutatea totală a automobilului iar Rd, Rr şi Ra sunt, respectiv, rezistenţele la demarare, la rulare şi rezistenţa aerului; -Zf şi Zs reprezintă reacţiunile verticale la puntea faţă, respectiv, spate.

Pierderea stabilităţii automobilului prin răsturnare poate apărea în jurul axei roţilor din spate şi se poate produce atunci când suma momentelor de răsturnare depăşeşte suma momentelor stabilizatoare, scrise în raport cu centrul de greutate adică:

Page 140: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Ft •hg+Ra • (ha –hg )+Zf •a ≥ Zs •b+Rr •hg (6.1.3.)

Deoarece în momentul răsturnării Zf =0 şi Zs = Ga cos α iar din relaţia 6.1.1. forţa de tracţiune este : Ft = Ga sinα +Rd + Rr + Ra, rezultă că inegalitatea 6.1.3.devine:

hg • (Ga sinα + Rd + Rr + Ra) + Ra • (ha – hg) ≥ Zs •b +Rr •hg (6.1.4.) sau:

(Ga sinα +Rd) •hg + Ra •ha ≥ b• Ga •cosα (6.1.5.)

Ţinând seama că răsturnarea se poate produce pe rampe mari,când vitezele sunt reduse şi constante, deci rezistenţa aerului are valori foarte mici (Ra ~ 0) iar rezistenţa aerodinamică este nulă, se poate scrie relaţia:

hg•Ga •sin∝ ≥ b •Ga •cos∝ (6.1.6.)

Din această inecuaţie se poate determina condiţia de răsturnare a automobilului în jurul axei roţilor din spate. Pentru aceasta tangenta unghiului la care apare răsturnarea, tg αr , va fi :

tg ∝r ≥ gh

b (6.1.7.)

Pierderea stabilităţii automobilului la urcarea unei rampe, prin patinarea

roţilor motoare, se poate produce atunci când forţa de tracţiune depăşeşte forţa de aderenţă , adică:

Ft ≥ ϕ • Zs (6.1.8.)

unde:- Zs este reacţiunea verticală a căii de rulare la puntea motoare spate.

Folosind relaţia 2.9.6. în condiţiile în care Ra ~ 0, Rd = 0, Rr ~ 0, din relaţia 6.1.8 rezultă:

Gasin∝ ≥ ϕ • ( )αα sincos •+•• ga ha

LG

(6.1.9.)

Adusă la o formă mai simplă inecuaţia devine:

tg αp ≥ ghL

a⋅−

⋅ϕϕ

(6.1.10)

în care αp este unghiul rampei la care apare patinarea roţilor motoare spate. Punând condiţia ca patinarea să se producă înaintea apariţiei răsturnării, tg αp ≥ tg ∝r , din relaţiile 6.1.7. şi 6.1.10. se poate scrie inegalitatea:

Page 141: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

ghL

a⋅−

⋅ϕϕ

≤ gh

b (6.1.11.)

sau

φ ≤ gh

b (6.1.12.)

În cazul tracţiunii pe puntea din faţă, conform relaţiei 2.9.21., punând

condiţia ca patinarea să apară înintea răsturnării şi ţinând seama de inegalitatea 6.1.7. se poate scrie relaţia:

ghLb⋅+⋅ϕϕ

≤ gh

b (6.1.12.)

care devine: L ≥ 0 (6.1.13.) Inecuaţia este permanent respectată, ceea ce arată că în cazul tracţiunii pe puntea din faţă a automobilului răsturnarea acestuia în jurul axei punţii spate nu este posibilă, deoarece la orice valoare a coeficientului de aderenţă φ, patinarea roţilor motoare faţă apare înainte de a se ajunge la condiţia de răsturnare.

În cazul tracţiunii integrale , ţinând seama de relaţia 2.9.29. şi de inegalitatea 6.1.7. se poate scrie relaţia:

ghb

⟩ϕ (6.1.14.)

Cunoscând că, în general, b > hg raportul acestor mărimi este supraunitar

şi, în consecinţă, este mai mare decât valoarea maximă posibilă a coeficientului de aderenţă φ, ceea ce înseamnă că răsturnarea este foarte puţin probabilă, deoarece este precedată de patinare sau alunecare longitudinală.

Stabilitatea longitudinală la coborârea pantelor

Pericolul răsturnării longitudinale în jurul roţilor din faţă apare la coborârea unor pante cu înclinare foarte mare, când automobilul este frânat şi are viteză redusă (fig.6.1.2.).

Page 142: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

Fig.6.1.2. Studiul stabilităţii la coborârea pantelor Considerând că viteza de coborâre este mică şi constantă datorită forţelor de frânare la puntea faţă, Fff , respectiv, la puntea spate, Ffs, şi că rezistenţa la rulare Rr şi rezistenţa aerului Ra pot fi neglijate, rezultă:

Rd = 0; Ra ≈ 0; Rr ≈ 0 (6.1.15.)

Condiţia de răsturnare în jurul roţilor din faţă este dată de relaţia:

( Fff + Ffs) • hg + Zs * b > Zf * a (6.1.16.) Condiţia de alunecare a roţilor se poate calcula cu relaţia:

Fff + Ffs > ϕ • (Zf+Zs) (6.1.17.)

Tinând seama că la răsturnare reacţiunea Zs=0 , rezultă că:

hg • ϕ • Ga • cos∝ > a • Ga • cos∝ (6.1.18.) de unde:

gha

⟩ϕ (6.1.19.)

Dar, la toate construcţiile de autovehicule inegalitatea a > hg, deci

1⟩gh

a; în concluzie, răsturnarea longitudinală a automobilelor la coborârea

Page 143: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului pantelor este imposibilă; ele vor aluneca cu roţile blocate, dacă este îndeplinită condiţia de blocare, ceea ce trebuie evitat, pentru siguranţa circulaţiei. 6.1.2. Stabilitatea transversală a automobilului la mers rectiliniu. Prin stabilitate transversală se defineşte capacitatea automobilului de a se opune alunecării sau răsturnării laterale în raport cu dreapta care uneşte centrele petelor de contact de pe aceeaşi parte a automobilului. La mers rectiliniu, pe drum orizontal, stabilitatea transversală este influenţată de interacţiunea dintre roţile automobilului şi calea de rulare , la frânare şi accelerare.

R

Ff

Ft Fy

Fig.6.1.2.Schema forţelor dintre pneu şi calea de rulare În figura 6.1.2. sunt prezentate forţele care apar în suprafaţa de contact a

roţii R cu calea de rulare: Ft este forţa de tracţiune, Ff este forţa de frânare, iar Fy este forţa laterală, cauzată de forţa centrifugă, de forţa vântului sau de înclinarea transversală a căii de rulare.

În figura 6.1.3. este prezentat cazul unui automobil cu tracţiune şi frânare pe toate roţile, pentru care se analizează proprietăţile de stabilitate, în regim de demarare sau în regim de frânare. Semnificaţia notaţiilor din figură este următoarea: Fi este forţa de inerţie, care este concentrată în centrul de greutate cg al automobilului, Ft este forţa de tracţiune, iar Ff este forţa de frânare tangenţială.

Astfel , de exemplu (cazul 4 din figură ) , dacă în cursul frânării se blochează roţile din spate, forţele de ghidare laterală, care se opun derapării laterale a acestor roţi, se anulează, automobilul rămânând ghidat lateral numai de roţile din faţă. Dacă în această situaţie de echilibru instabil centrul de greutate în care se aplică forţa de inerţie FI este puţin deplasat faţă de axa longitudinală a automobilului sau, dacă forţele de tracţiune de la roţi nu sunt egale, apare un

Page 144: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

Fig.6.1.3.Schema de studiu a stabilităţii transversale a automobilului

Va Fi

Fi

Ft

Cg

Ft

Cg

Ft

Ff Ft

2.

1.

Ff

Ff

Cg

Fi Cg

Fi

Ft

Ff

Ff Ft

Ft

Ff

Ff 3.

CgFi

Fi 4.

Ff

Ft

Page 145: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului moment de rotire căruia nu i se opune nici un moment stabilizator şi care provoacă deraparea părţii din spate a automobilului. Pe măsură ce se produce derapajul momentul de rotire sporeşte, putându-se ajunge la întoarcerea completă a automobilului cu 1800, dacă centrul de greutate nu revine pe axa longitudinală a automobilului sau dacă nu se reface echilibrul forţelor de tracţiune la roţile faţă..

În cazul blocării prin frânare a roţilor din faţă (cazul 3 din figură) , forţa de inerţie şi forţele de frânare, care acţionează asupra roţilor din spate, dau o situaţie de echilibru stabil; în acest caz efectul se rezumă cel mult la mici derapaje cu caracter pendular, în dreapta şi în stânga direcţiei de mers.

În cazurile 1 şi 2 din figura 6.1.3., poate fi studiat, asemănător, procesul de pierdere a stabilităţii transversale, în regim de accelerare, în cazul patinării roţilor din faţă (cazul 1), respectiv roţilor din spate (cazul 2). Se observă că situaţia de echilibru stabil apare în cazul 2, ca urmare a acţiunii forţelor de tracţiune Ft care acţionează asupra roţilor faţă şi a acţiunii forţei de inerţie Fi. Dacă la deplasarea automobilului pe o cale de rulare cu aderenţă redusă valoarea aderenţei, la un moment dat, nu este aceeaşi la toate roţile, poate apărea derapajul automobilului, fără intervenţia conducătorului său. În mod normal , deraparea laterală nu începe simultan la toate roţile iar dacă aceasta apare are drept cauză faptul că valorile reacţiunilor tangenţiale şi transversale nu sunt aceleaşi la toate roţile.

b. a.

Fig.6.1.4. Schema derapajului lateral al punţii faţă

În figura 6.1.4. sunt reprezentate poziţiile unui automobil aflat,

iniţial,(cazul a) în mişcare rectilinie, cu o viteză Vx şi, ulterior, (cazul b), după ce roţile din faţă au început să derapeze cu o viteză transversală Vy, ca urmare a acţiunii unor forţe laterale.

Page 146: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Dacă se determină viteza rezultantă V , prin compunerea geometrică a

vitezelor Vx şi Vy ,atunci centrul instantaneu de virare O se află la intersecţia perpendicularei pe vectorul V, proiectat pe planul căii. de rulare, cu prelungirea proiecţiei axei punţii spate pe oplanul căii de rulare. La apariţia derapării roţilor punţii faţă în centrul de greutate cg al automobilului acţionează forţa centrifugă Fc, pe direcţia razei Ocg, forţă care se descompune într-o componentă longitudinală-forţa de inerţie longitudinală Fix şi într-o componentă transversală Fiy. Din figură se poate observa că forţa centrifugă Fc acţionează în sens invers derapajului, tinzând să readucă automobilul pe direcţia iniţială de deplasare Vx. În figura 6.1.5. sunt reprezentate poziţiile unui automobil aflat, iniţial (fig.6.1.5.a) în mişcare rectilinie cu o viteză Vx şi, ulterior, (fig.6.1.5.b), după ce roţile din spate au început să derapeze (spre stânga)cu o viteză transversală Vy .

b. a. Fig.6.1.5.Schema derapajului punţii spate

Centrul instantaneu de rotaţie O se află pe prelungirea proiecţiei axei punţii faţă (roţile de direcţie sunt paralele cu planul longitudinal al automobilului). În acest caz componenta transversală Fiy a forţei centrifuge Fc acţionează în sensul menţinerii şi amplificării derapării. Pentru oprirea derapării conducătorul automobilului trebuie să rotească volanul contra derapajului (roţile directoare reprezentate cu linie întreruptă). Prin această manevră centrul instantaneu de rotaţie al automobilului se mută din punctul O în punctul O1, la o rază O1cg mai mare, situaţie care conduce la micşorarea forţei centrifuge Fc. Dacă unghiul mijlociu de bracare a roţilor directoare, numit unghi de contraderapaj, aduce planul median al acestor roţi paralel cu vectorul vitezei rezultante V a punctului mijlociu P al punţii

Page 147: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului spate, atunci noul centru de viraj O1 se deplasează la infinit, forţa centrifugă devine nulă iar derapajul punţii spate încetează, automobilul revenind la direcţia iniţială de deplasare. La bracarea roţilor directoare cu un unghi mai mare decât unghiul de contraderapaj se provoacă derapajul roţilor punţii spate în sens invers sensului iniţial de derapare.( spre dreapta, în figura 6.1.5.). Pentru eliminarea acestui derapaj este nevoie de rotirea convenabilă a volanului în sens contrar derapajulufi.

Deoarece valoarea forţei centrifuge este proporţională cu pătratul vitezei ar rezulta că micşorarea vitezei prin frânare va conduce la amorsarea unui derapaj incipient. Apariţia unei forţe tangenţiale de frânare Ff are ca rezultat micşorarea, uneori până la anulare, a reacţiunii transversale a căii de rulare asupra roţii şi, prin aceasta, favorizarea alunecării sale laterale. La apariţia derapajului roţilor punţii spate frânarea este contraindicată, deoarece , în loc să se obţină reducerea şi eliminarea derapajului, se favorizează amplificarea lui, putându-se ajunge la pierderea controlului automobilului. Derapajul lateral al punţii spate este dificil de atenuat şi prin faptul că manevrele la volan, care ar conduce la diminuarea şi eliminarea derapajului, sunt manevre inverse reflexelor dobândite de conducătorii de automobile.

6.1.3. Stabilitatea transversală la mersul în viraj Datorită înclinării transversale a şoselelor în curbe valorile din stânga şi

din dreapta ale reacţiunilor normale la roţile din dreapta şi din stânga ale automobilului vor avea valori diferite între ele.

Pierderea stabilităţii transversale a automobilului, la deplasarea în viraj, pe o cale de rulare având unghiul de înclinare transversală β, se poate produce prin aluncare laterală sau prin răsturnare, datorită acţiunii forţei centrifuge, care apare în astfel de situaţii.

Forţa centrifugă Fc şi greutatea totală a automobilului Ga se descompun în componente paralele şi perpendiculare pe calea de rulare. Răsturnarea automobilului poate apare atunci când suma momentelor de răsturnare faţă de dreapta care uneşte punctele de contact ale roţilor de pe partea dreaptă cu calea de rulare este mai mare decât suma momentelor de stabilitate în raport cu aceeaşi dreaptă.

Pentru aflarea reacţiunilor normale la roţile din stânga se va exprima condiţia de echilibru dinamic, luând momentele în raport cu dreapta ce uneşte punctele de contact cu calea ale roţilor din dreapta, fig.6.1.6.:

Page 148: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

Fig.6.1.6. Schema automobilului în viraj

2Zs • B +(Fc • cos β -Ga • sin β) • hg > (Fc • sinβ +Ga • cos β) • 2B

(6.1.20.)

Dacă se ţine seama că la apariţia răsturnării Zs= 0 din relaţia 6.2.1. se poate calcula tangenta unghiului la care poate apărea răsturnarea:

tg β =

ag

c

ag

c

Gh

BF

Gh

BF

+⋅

⋅⋅

2

2 (6.1.21.)

În timpul virajului apare forţa centrifugă dată de relaţia:

Fc = R

Vg

Ga2

⋅ (6.1.22.)

în care: V este viteza automobilului în viraj, în [m/s], iar R este raza virajului în [m]. Înlocuind expresia forţei centrifuge, dată de relaţia 6.1.22. în relaţia 6.1.21. se obţine:

Page 149: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

tg βr = 1

2

22

2

+⋅

⋅⋅

⋅−

g

g

hB

RgV

hB

RgV

(6.1.23.)

Din relaţia 6.1.23. se poate obţine valoarea vitezei limită de răsturnare Vr a unui automobil care se deplasează în viraj, având raza curbei R:

Vr = β

β

tgh

B

tgh

BRg

g

g

⋅⋅

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

⋅⋅⋅

21

2 [m/s] (6.1.24.)

Din relaţia 6.1.24. se observă că prin mărirea unghiului β, de înclinare transversală a drumului, se obţine creşterea vitezei limită de răsturnare, iar la

valoarea tg β =Bhg•2

viteza automobilului poate să devină oricât de mare (Vr = ∞),

fără ca să se mai producă răsturnarea. Cu cât vitezele de deplasare ale automobilelor sunt mai mari cu atât mai mult trebuie înclinate căile de rulare în viraje. Dacă automobilul se deplasează în viraj, pe o cale de rulare orizontală (β =0), viteza limită la care poate apărea răsturnarea va fi:

Vr = ghBRg

⋅⋅⋅

2[m/s] (6.1.25.)

La deplasarea în viraj automobilul îşi poate pierde stabilitatea şi prin derapare laterală, sub influenţa forţei centrifuge. Deraparea automobilului apare dacă este îndeplinită condiţia: Fc • cos β –Ga • sin β > Ys + Yd (6.1.26.) Valoarea maximă a sumei reacţiunilor transversale este limitată de forţa de aderenţă transversală: Ys + Yd = φ • (Fc • sinβ + Ga • cos β) (6.1.27.) Înlocuind relaţia 6.1.27.în relaţia 6.1.26. se obţine:

Page 150: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Fc • cos β –Ga • sin β > φ • (Fc • sinβ + Ga • cos β) (6.1.28.) Din inegalitatea 6.1.28, la limită, rezultă valoarea unghiului de înclinare transversală a drumului, la care apare patinarea laterală a automobilului:

tg βp = ac

ac

GFGF

+⋅⋅−

ϕϕ

(6.1.29.)

Dacă se înlocuieşte expresia forţei centrifuge Fc ,din relaţia 6.1.22., se obţine:

tg βp = g

RV

gR

V

+⋅

⋅−

2

2

ϕ

ϕ (6.1.30.)

Din relaţia 6.1.30. se poate determina valoarea vitezei limită de deplasare a automobilului în viraj, pe drum înclinat cu unghiul β, fig.6.1.6., la care poate apărea deraparea laterală:

Vd = ( )

βϕβϕ

tgtggR

⋅−+⋅⋅

1 (6.1.31.)

La intrarea în viraj, pe drum orizontal,( β = 0 ), viteza limită de deplasare la care apare deraparea va fi: Vd = ϕ⋅⋅ Rg [m/s] (6.1.32.)

În calculele efectuate nu s-a ţinut seama că în suprafaţa de contact a roţilor cu calea de rulare mai acţionează şi forţe tangenţiale, de tracţiune sau de frânare (vezi fig.6.1.2), care determină ca, atât patinarea cât şi răsturnarea, să apară mai repede decât o arată, prin calcul, relaţiile anterior determinate.

Având în vedere faptul că răsturnarea transversală, ca, de altfel, orice tip de răsturnare, este mai periculoasă decât deraparea laterală, se recomandă ca viteza limită de derapare Vr să fie mai mică decât viteza limită de răsturnare Vd, adică este de preferat ca deraparea laterală a automobilului să apară înaintea răsturnării:

Page 151: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

ϕ⋅⋅ Rg <ghBRg

⋅⋅⋅

2 (6.1.33.)

sau: φ < gh

B⋅2

(6.1.34.)

Relaţia 6.1.34. este, în general, îndeplinită la cele mai multe automobile,

putând, uneori, exista şi excepţii de la regulă, cum este cazul autobuzelor supraetajate.

6.2.Maniabilitatea automobilelor

Maniabilitatea automobilelor reprezintă proprietatea acestora de a menţine

direcţia de mers rectiliniu şi de a urma traiectoria imprimată la virare. Pentru a comanda mişcările dorite pentru automobil conducătorul acestuia

acţionează asupra sistemului de direcţie, asupra sistemului de propulsie şi asupra sistemului de frânare prin comenzi specifice. Maniabilitatea împreună cu stabilitatea au mare importanţă pentru securitatea circulaţiei rutiere a automobilului, ele depinzând de caracteristicile sale constructive, de caracteristicile căii de rulare precum şi de caracterisiticile regimului de deplasare.

6.2.1. Maniabilitatea în viraj

Pentru început se analizează cazul virării automobilului cu puntea motoare în spate; având planurile roţilor directoare înclinate cu acelaşi unghi θ faţă de planul longitudinal al autovehiculului (fig. 6.2.1.).

Forţa de tracţiune dezvoltată la roţile motoare din spate devine o forţă de împingere Ft la roţile directoare, forţa care este paralelă cu planul longitudinal al autovehiculului şi care are componentele:

Fx = F · cos θ şi Fy = F sin θ. (6.2.1.) unde θ este unghiul de bracare a roţilor directoare în viraj. Componentei Fx, care produce rularea roţii, i se opune rezistenţa la rulare

Rrf iar componentei Fy, care tinde să provoace alunecarea transversală (deraparea) a roţii, i se opune aderenţa transversală Yf. Rularea roţii este condiţionată de relaţia:

Fx = F · cos θ ≥ Rrf = f · Zf (6.2.2.)

Page 152: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

YF FY Ft Ft θ Fx Rr Yf Fy Ft Ft θ θ Fx Rr θ Fig.6.2.1. Schema virării automobilului cu puntea motoare spate

iar asigurarea direcţiei de mers, de relaţia:

Fy = F · sin θ ≤ Yf = φ · Zf (6.2.3.)

Eliminând forţa F între relaţiile 6.2.2. şi 6.2.3. se determină condiţia de maniabilitate a automobilelor cu tracţiunea pe roţile din spate, în viraj:

F =Zf • θcos

f (6.2.4.)

respectiv:

ff ZfZ ⋅≤⋅⋅ ϕθθ

cossin

(6.2.5.)

Aducând inecuaţia 6.2.5. la o formă mai simplă se obţine: f · tg θ ≤ φ, (6.2.6.)

Page 153: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului în care: θ este unghiul de virare mediu al roţilor directoare; f – coeficientul de rezistenţă la rulare iar φ – coeficientul de aderenţă transversală. Ţinând seamă că unghiurile maxime de viraj sunt mai mici de 450 (tg θmax < 1) iar căile de rulare uscate şi dure au coeficientul de aderenţă foarte mare în comparaţie cu valoarea coeficientului de rezistenţă la rulare, rezultă că, în asemenea situaţii, condiţia de maniabilitate în viraj este totdeauna satisfăcută.

În cazul autovehiculelor cu tracţiune pe roţile din faţă, fig.6.2.2., forţa de tracţiune nu mai este situată în plane paralele cu planul longitudinal al automobilului, ci va acţiona în planul roţilor deci:

F Rr θe F Rr θi

Fig.6.2.2. Schema virării automobilului cu puntea motoare faţă

Fx = F iar Fy = 0. (6.2.7.)

De aici rezultă superioritatea automobilelor cu tracţiune în faţă, din punctul de vedere al maniabilităţii în viraj, deoarece întreaga lor forţă de tracţiune F „împinge“ automobilul pe direcţia de virare În cazul căilor de rulare cu coeficient de aderenţă redus, condiţia de maniabilitate poate să nu fie îndeplinită – mai ales pentru valori mari ale unghiului mediu de virare θ. În aceste condiţii, automobilul se va deplasa în linie dreaptă – pe direcţia forţei de împingere F – cu toate că roţile de direcţie sunt virate cu unghiul θ.

Page 154: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului La frânarea roţilor de direcţie o parte din valoarea aderenţei va fi consumată pentru învingerea forţei de frânare Ff = Xf, conţinută în planul median al roţii. În cazul blocării roţilor de direcţie prin frânare întrega forţă de aderenţă este consumată de forţa de frânare:

Ff max = φ · Zf, (6.2.8.)

ceea ce are drept consecinţă anularea maniabilităţii automobilului; acesta se va deplasa pe direcţia forţei de împingere, cu roţile de direcţie alunecând, cu toate că sunt virate. L Re A D b B B C θ 2 R θ Ri θ 1 O Fig.6.2.3.Schema virării corecte a automobilului

Virajul unui automobil este considerat corect dacă roţile directoare rulează fără alunecări laterale. Pentru aceasta este necesar ca toate roţile automobilului să descrie cercuri concentrice în jurul unui singur punct, numit centru efectiv de viraj

Page 155: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului (punctul O din fig.6.2.3.). În cazul automobilelor cu 4 roţi centrul efectiv de viraj este situat la intersecţia dintre axa punţii spate şi axele roţilor directoare. Pentru aceasta trebuie ca roata de direcţie interioară virajului să fie rotită cu un unghi de bracare mai mare decât unghiul de rotire a roţii exterioare virajului (θ1> θ 2). Condiţia de virare corectă, adică de înscriere în viraj a automobilului, fără ca roţile de direcţie să derapeze lateral, se obţine din analiza triunghiurilor OAD şi OBC, din care pot fi determinate următoarele relaţii:

2δctgADOD

= şi 1δctgCBOC

= (6.2.9.)

Făcând diferenţa celor două egalităţi se obţine expresia:

ctLb

BCOC

ADODctgctg ==−=− 12 δδ (6.2.10.)

în care L reprezintă ampatamentul automobilului şi b distanţa dintre pivoţii roţilor directoare. Mecanismul de direcţie clasic, cu paralelogram deformabil, nu respectă permanent legea virării corecte dată de relaţia 6.2.10.. La unghiuri reduse de bracare a roţilor directoare ( cazul razelor mari de viraj) dependenţa reală dintre unghiurile de bracare θ1, θ2 este apropiată de cea teoretică, dar, la unghiuri de înclinare mai mari (raze de viraj mici) diferenţele dintre cele două dependenţe devin mai mari şi, în acest caz, automobilul se înscrie în viraj cu o oarecare alunecare a roţilor directoare.. datorită elasticităţii laterale a pneurilor centrul efectiv de viraj al automobilului se deplasează, de obicei, înainte, determinând o reducere a alunecărilor laterale. Din triunghiurile OAD şi OBC, fig.6.2.3. se pot scrie relaţiile de calcul pentru raza exterioară Re, respectiv, pentru raza interioară Ri.:

2sin 2

bBLRe−

+=θ

; 21

bBtg

LRi−

−=θ

(6.2.11.)

Din relaţiile 6.3.11. se observă că mărirea unghiurilor de viraj ale roţilor de direcţie conduce la micşorarea razelor de viraj. De aceea, la unele automobile, pentru a mări maniabilitatea, se recurge la folosirea roţilor directoare la ambele punţi, ceea ce permite reducerea la jumătate a razei de viraj, pentru acelaşi unghi de înclinare θ a roţilor.

Din cele prezentate privind stabilitatea şi maniabilitatea automobilului nu s-a ţinut seama de elasticitatea transversală a pneurilor, care influenţează traiectoria reală, deoarece, prin deformarea laterală a pneului, poate apare o abatere de la direcţia iniţială de deplasare.

Page 156: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Dacă asupra automobilului acţionează o forţă de deviere laterală Fy ,

fig.6.2.4, determinată de forţa centrifugă, de vântul lateral, sau de înclinarea transversală accentuată a căii de rulare, datorită elasticităţii laterale a pneului roata deviază de la direcţia iniţială de deplasare cu un unghi δ, care este denumit unghi de deviere laterală sau unghi de derivă. Mărimea acestui unghi depinde de mărimea forţelor care acţionează asupra roţii de direcţie, de elasticitatea pneului, de mărimea presiunii interioare a aerului din pneu. Valorile maxime ale unghiului de derivă se află în intervalul δ = 12-180, după care poate apăre deraparea automobilului.

Fig.6.2.4. Influenţa unghiului de deviere laterală δ asupra maniabilităţii

Influenţa elasticităţii transversale a pneurilor asupra maniabilităţii

automobilului în viraj este prezentată în figura 6.2.4. Componenta Fiy a forţei centrifuge, la deplasarea în viraj, determină

apariţia unghiurilor de derivă δ1 la roţile punţii faţă, respectiv δ2 la roţile punţii spate, care influenţează traiectoria mişcării în raport cu traiectoria comandată de conducătorul automobilului.. Ca urmare a elasticităţii laterale a pneurilor centrul instantaneu de virare se deplasează din punctul O în punctul Oδ, aflat la intersecţia perpendicularelor pe vectorii vitezelor roţilor faţă, Va1 şi din spate, Va2.

Distanţa dintre centrul instantaneu al virajului şi axa longitudinală de simetrie a automobilului se numeşte raza traiectoriei mişcării în curbă si se notează cu Rδ..

Dacă δ1 = δ2 raza de viraj a automobilului este aceeaşi ca şi în cazul în care acesta ar avea roţi rigide (R = Rδ).În acest caz se spune că automobilul are virare normală sau neutră.

Dacă δ1 > δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ > R) iar automobilul are capacitatea de viraj insuficientă sau este subvirator. În acest caz, la deplasarea

Page 157: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului automobilului în viraj, pe curba de rază R, rotirea volanului trebuie să se facă cu un unghi mai mare decât se face la virarea neutră.

Dacă δ1 < δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ < R) iar automobilul are capacitatea de viraj excesivă sau este supravirator, deoarece pentru deplasarea pe curba de rază R, volanul trebuie rotit la un unghi mai mic decât în cazul virării neutre.

În concluzie se poate arăta că raza de viraj şi maniabilitatea automobilului în viraj depind de legătura dintre unghiurile de deviere laterală de la roţile punţilor faţă şi spate, fig.6.2.5.rezultând următoarele variante:

-virare neutră sau virare normală, fig.6.2.5.a- δ1 = δ2; -virare insuficientă sau subvirare, fig.6.2.5.b- δ1 > δ2; -virare în exces sau supravirare, fig.6.2.5.c- δ1 < δ2.

Fig.6.2.5. Cazurile de virare a automobilului

La deplasarea rectilinie a automobilului, când roţile de direcţie nu sunt virate şi sunt paralele cu direcţia de înaintare, la apariţia unor forţe de deviere laterală, apare tendinţa ca automobilul să devieze de la direcţia rectilinie şi să înceapă să vireze, fără comandă primită de la conducător. În acest caz conducătorul trebuie să intervină şi să rotească de volan, într-un sens sau altul, până la aducerea automobilului pe direcţia dorită de deplasare. 6.3. Stabilitatea roţilor de direcţie Prin stabilitatea roţilor de direcţie se defineşte proprietatea acestora de a-şi păstra direcţia rectilinie de deplasare sau de a reveni la această poziţie, după efectuarea schimbărilor de direcţie, fără intervenţia conducătorului automobilului. Nerespectarea acestor caracteristici conduce la creşterea efortului de conducere şi la micşorarea siguranţei în deplasare.

NEUTRU SUBVIRARE SUPRAVIRARE

Fcy Fcy

Fcy

a b c

Page 158: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Pentru asigurarea stabilităţii roţilor directoare pivoţii şi fuzetele lor se montează cu anumite înclinări faţă de verticală şi orizontală. Constructiv pivoţii se montează cu următoarele 2 unghiuri: 1.-unghiul de înclinare longitudinală a pivotului sau unghiul de fugă;

2.-unghiul de înclinare transversală a pivotului sau unghiul de stabilitate. Constructiv fuzetele se montează cu următoarele 2 unghiuri: 1.-unghiul de cădere sau unghiul de înclinare a roţii în plan transversal; 2.- unghiul de convergenţă sau unghiul de înclinare a roţii în plan orizontal; 6.3.1. Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului- β Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β sau unghiul de fugă este

unghiul format de axa pivotului P cu verticala, măsurat în planul longitudinal al automobilului, în aşa fel încât prelungirea axei pivotului să întâlnească calea de rulare în punctul B, situat înaintea punctului A, fig.6.3.1.. Mărimea unghiului de înclinare longitudinală a pivotului poate fi exprimată şi prin mărimea segmentului a = r • sinβ.

β P Va R rd B A a Fig.6.3.1. Unghiul de fugă Dacă un automobil se deplasează în viraj, fig.6.3.2., în centrul său de

greutate cg acţionează forţa centrifugă Fc echilibrată de reacţiunile laterale Y1 şi Y2, care acţionează în suprafaţa de contact a roţilor cu calea de rulare. Datorită înclinării longitudinale a pivotului reacţiunea punţii faţă Y1, cu componentele sale Y1s şi Y1d la roţile din stânga şi din dreapta, creează un moment stabilizator MS, care tinde să readucă roţile directoare la direcţia de mers rectiliniu, moment dat de relaţia:

Ms = (Ys + Yd ) • a = (Ys + Yd ) • r • tgβ (6.3.1.)

Page 159: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Existenţa unghiului de fugă face ca roţile de direcţie să aibă tendinţa să

revină singure la direcţia de mers rectiliniu, fără efort deosebit din partea conducătorului automobilului. Efectul de revenire a roţilor de direcţie la direcţia de mers rectiliniu este cu atât mai pronunţat cu cât valoarea acestui unghi este mai mare.

a Y1d Y2d Ms Fc Fcy

Va Ms a Y1s Y2s O Fig.6.3.2. Momentul de stabilizare generat de unghiul de fugă Dar cu cât unghiul de fugă este mai mare cu atât va fi mai mare efortul

depus de conducătorul automobilului pentru a vira roţile de direcţie, acestea opunându-se scoaterii lor din poziţia de mers rectiliniu. Din aceste motive unghiul de fugă are valori reduse (10-70), dar această tendinţă este, într-o oarecare măsură, compensată prin elasticitatea mărită a pneurilor, la care centrul geometric al suprafeţei de contact roată-drum, în care acţionează reacţiunea laterală Y, este în urma punctului în care axa pivotului intersectează calea de rulare.

Fc

Page 160: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

6.3.2. Unghiul de înclinare transversală a pivotului-δ Unghiul de înclinare transversală a pivotului-δ este unghiul format de axa

pivotului cu verticala, măsurat în planul transversal al automobilului, fig. 6.3.3. Unghiul δ determină o micşorare a distanţei b dintre centrul suprafeţei de

contact dintre pneu şi calea de rulare şi punctul în care axa pivotului intersectează calea. Prin aceasta se micşorează efortul depus de conducătorul automobilului pentru virarea roţilor directoare, efortul fiind cu atât mai mic cu cât unghiul de înclinare transversală a pivotului este mai mare.

În acelaşi timp, datorită rotirii roţilor directoare în jurul axei pivoţilor, ale căror axe sunt înclinate cu unghiul δ în raport cu verticala, roţile tind să se deplaseze în jos, cu mărimea h, conform figurii 6.3.4.(în figură s-a reprezentat roata rotită cu 1800). În realitate, la deplasarea automobilului pe căi de rulare nedeformabile, la virarea roţilor directoare se produce o ridicare a părţii din faţă, cu atât mai mare cu cât unghiul δ este mai mare.

δ b Fig.6.3.3. Unghiul de înclinare transversală a pivotului-δ

Datorită montării înclinate a pivoţilor cu unghiul δ, sub influenţa greutăţii care revine roţilor de direcţie, acestea vor avea tendinţa de a reveni la direcţia de mers rectiliniu, cu atât mai intens cu cât unghiul δ este mai mare. Din acest motiv momentul stabilizator imprimat roţilor directoare de către unghiul δ poartă denumirea de moment stabilizator de greutate. Faţă de efectul stabilizator al unghiului de fugă, care depinde de viteza de deplasare a automobilului, efectul

Page 161: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului stabilizator dat de unghiul δ nu depinde de viteză. Valorile uzuale ale unghiului de înclinare transversală a pivotului sunt cuprinse în intervalul 3 – 90.

δ

b h

Fig.6.3.4.Efectul de ridicare a punţii directoare datorat unghiului δ

6.3.3.Unghiul de cădere-α

Unghiul de cădere-α sau unghiul de carosaj, fig.6.3.5.,este unghiul format de axa fuzetei F a roţii directoare cu orizontala, măsurat în planul transversal al automobilului. El mai poate fi definit ca fiind unghiul format de planul median al roţii cu un plan paralel cu planul longitudinal al automobilului măsurat în plan vertical.

Existenţa acestui unghi împiedică ieşirea roţii directoare de pe fuzetă, prin apariţia unei forţe axiale Fa de împingere ( de fapt componenta reacţiunii verticale Zr), care este preluată de lagărele roţii. Ca şi unghiul δ şi unghiul de cădere α contribuie la micşorarea braţului b de rulare a roţii directoare, cu aceleaşi efecte asupra actului de conducere al automobilului..

Page 162: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Ca efect negativ unghiul de cădere favorizează tendinţa roţilor directoare de a rula spre exteriorul automobilului, pe arce de cerc a căror rază este egală cu lungimea generatoarei conului teoretic, fig.6.3.6., având ca bază roata directoare. Valorile uzuale ale unghiului de cădere sunt cuprinse în intervalul 0030I-1030I. Mărimea unghiului de cădere se corelează cu mărimea unghiului de convergenţă, astfel încât la rularea rectilinie roţile directoare să fie paralele.

α F δ Zr α Fa Gr G b Fig.6.3.5.Unghiul de cădere α α

α

Fig.6.3.6.Conul format de roata directoare datorită unghiului de cădere 6.3.4.Unghiul de convergenţă- γ

Unghiul de convergenţă, fig.6.3.7., este unghiul format de axa fuzetei cu axa punţii directoare sau este unghiul format de planul median al roţii cu planul longitudinal al automobilului, măsurat în plan orizontal.

Mărimea unghiului de convergenţă se exprimă, în general, ca diferenţa de cote B-A, măsurate în plan orizontal, între jenţi, în faţa şi în spatele punţii faţă.

Page 163: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Unghiul de convergenţă este necesar pentru a compensa tendinţa de

deschidere a roţilor directoare, pentru ca la mersul rectiliniu roţile directoare să fie paralele.

La automobilele la care puntea directoare este şi punte motoare unghiul de convergenţă are valori negative (roţi divergente), fig.6.3.8., deoarece forţa la roată, Fr creează, în raport cu axa pivotului, un moment de închidere Mi= Fr • b, care tinde să închidă roţile de direcţie pe sensul de înaintare a automobilului.

γ Va γ A γ γ B

Fig.6.3.7.Unghiul de convergenţă

La automobilele la care puntea directoare este punte nemotoare unghiul de

convergenţă este influenţat de acţiunea rezistenţei la rulare Rr , care favorizează apariţia unui moment de deschidere a roţilor directoare, Md= Rr • b, fig. 6.3.9.. Mî -γ Va b Fr

Fig.6.3.8.

Acţiunea forţei la roată asupra unghiului de convergenţă

Page 164: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului Md γ b Va

Rr

Valorile medii ale unghiului de convergenţă sunt cuprinse în limitele γ =0010I—0030I.

Valori ridicate ale unghiului de convergenţă conduc la uzura exagerată , pe banda exterioară, a pneurilor şi la creşterea consumului de combustibil al automobilului, prin creşterea rezistenţei la înaintare. Roţile directoare „ foarte convergente“ (foarte închise) sau roţile directoare „ foarte divergente“ (foarte deschise) lucrează ca şi cum conducătorul automobilului ar acţiona permanent, cu o forţă de apăsare redusă, pe pedala de frână.

În afara alegerii corespunzătoare a valorilor optime ale unghiurilor de montaj ale pivoţilor şi fuzetelor roţilor de direcţie un rol foarte important în folosirea automobilului de către beneficiarii săi îl au condiţiile constructive prevăzute, de reglare şi menţinere a acestor unghiuri în limitele normale. Dacă pentru constructorul de automobile este primordial să asigure valorile cele mai potrivite pentru unghiurile pivoţilor şi ale fuzetelor, pentru „beneficiarul“automobilului mai este important să aibă şi posibilitatea aducerii acestor unghiuri în limitele indicate de către constructorul de automobile, în cazurile în care este nevoie de acest lucru.

Din acest compromis au rezultat diverse variante întâlnite în practică, în sensul că este de dorit ca unghiurile să poată fi reglate cu cât mai puţine modificări constructive, costisitoare la producţia de serie. Singurul unghi reglabil la toate automobilele este unghiul de convergenţă (reglarea se face din capetele de cremalieră sau din bieletele de direcţie cu lungime variabilă la autoturisme, sau din

Fig.6.3.9. Acţiunea

rezistenţei la rulare asupra unghiului de convergenţă

Page 165: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului capetele de bară la autocamioane şi autobuze). Sunt numeroase modele de autoturisme la care se mai poate regla unghiul de fugă şi, mai rar, unghiul de cădere sau unghiul de înclinare transversală a pivotului. De cele mai multe ori ultimele două unghiuri sunt constructive, nereglabile. 6.4. Sisteme electronice de control a tracţiunii şi frânării automobilului

Având în vedere influenţa tracţiunii şi frânării asupra performanţelor dinamice, de stabilitate şi maniabilitate ale automobilului, manifestate prin diferenţa frecvent variabilă între forţele tangenţiale de tracţiune sau frânare şi forţele de aderenţă dintre pneu şi calea de rulare, ca şi faptul că forţele de aderenţă transversale se reduc, odată cu apariţia patinării roţilor, a apărut necesitatea asigurării unui control permanent a forţelor active şi rezistente din suprafaţa de contact pneu-cale de rulare.

Cunoscute sub diverse acronime sistemele electronice de control a tracţiunii, frânării şi stabilităţii se extind tot mai mult, ele gestionând întreaga funcţionare a automobilului, în sensul creşterii performanţelor de dinamicitate, de economicitate, de stabilitate de confort de conducere şi de creştere a siguranţei în deplasare.

Sistemul ABS (Anty Braking System), figura 6.4.1. a ajuns la un grad avansat de perfecţionare, primele preocupări legate de aceste sisteme fiind cunoscute încă din 1920.. Dacă în anul 1940 sistemele de antiblocare a frânelor erau mecanice, la începutul anilor ’70 aceste sisteme au cunoscut o dezvoltare masivă, prin folosirea componentelor electronice, care, cu timpul, s-au perfecţionat prin miniaturizare şi creştere a performanţelor.

Fig.6.4.1. Sistemul ABS la autoturisme Ca principiu de lucru sistemele ABS împiedică apariţia fenomenului de

Page 166: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului blocare a roţilor frânate, fapt ce influenţează pozitiv procesul de stabilitate şi maniabilitate a automobilului. Acest lucru se realizează prin modificarea şi adaptarea forţelor de frânare la roţi, astfel ca acestea să nu producă blocarea roţilor, indiferent de intensitatea frânării şi de mărimea aderenţei pneului cu calea.

Dacă sistemele ABS urmăresc să realizeze un control electronic al procesului de frânare alte sisteme electronice urmăresc să gestioneze tracţiunea automobilului-sistemele ASR (Anti-wheel Spin Regulation) şi ETC (Electronic Traction Control); stabilitatea automobilului-sistemul ASC (Automatic Stability Control); tracţiunea şi frânarea- sistemul EBS (Electronic Brake System); tracţiunea, frânarea şi stabilitatea-sistemul ESP ( Electronic Stability Program).

Sistemul ASR, figura 6.4.2., este mai complex decât sistemul ABS şi poate ca, în cazul apariţiei diferenţelor de turaţii între roţile motoare ale aceleiaşi punţi, datorită aderenţei diferite cu calea de rulare, să frâneze roata care tinde să se rotească mai repede. În acest fel întregul flux de putere este distribuit la roata cu aderenţa cea mai bună.

Condiţiile generale impuse bunei funcţionări a sistemului ASR sunt următoarele: să corijeze la motor comanda dată de către conducătorul automobilului prin pedala de acceleraţie, în funcţie de regimul de deplasare al automobilului şi de aderenţa roţilor motoare cu calea de rulare; să asigure

Fig.6.4.2. Sistemul ASR (Anti Schlupf Regelung)

permanent controlul maniabilităţii şi stabilităţii automobilului; să controleze mărimea forţei de tracţiune în orice regim de deplasare, astfel ca aceasta să nu depăşească mărimea aderenţei dintre roata motoare şi drum; să informeze conducătorul automobilului asupra posibilităţii de patinare a uneia sau mai multor roţi motoare.

Sistemele ASR folosesc o bună parte din traductoarele folosite de sistemele ABS, fiind cunoscute prin blocuri de comandă comune ABS/ASR. Sitemul EBS (Electronic Brake System), figura 6.4.3., se montează pe autocamione şi constă în funcţionarea comună a sitemelor ABS şi ASR, folosind frâne electropneumatice. Variabilele de intrare în unitatea de comandă electronică conţin informaţii privind greutatea care revine fiecărei roţi, în orice moment,

Page 167: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului alunecarea instantanee a roţilor, funcţionarea frânei de încetinire, presiunea în circuitul de frânare. Cu aceste informaţii centrala electronică decide asupra forţei de frânare de care este nevoie la fiecare roată. În cazul defectării sistemului electronic autocamionul poate fi frânat prin sistemul pneumatic clasic de frânare.

Figura 6.4.3. Sistemul EBS (Electronic Brake System)

Sistemul ASC- Automatic Stability Control a cărui schemă de principiu este prezentată în figura 6.4.4.,. foloseşte aceiaşi captatori de turaţie 1 la roţile motoare, ca şi sistemul ABS.

Fig. 6.4.4. Sistemul ASC (Automatic Stability Control).

Page 168: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului In principiu sistemul ASC intervine şi reglează puterea motorului, în

funcţie de informaţiile primite de la roţile motoare, acţionând asupra pedalei de acceleraţie, care are un traductor de poziţie. Sistemul de aprindere Monotronic 5, alături de regulatorul electronic 6 al puterii motorului, gestionat de comanda 7 a sistemelor ABS/ASC, asigură optimizarea aprinderii şi chiar întreruperea ei, după caz.. Informaţiile de la roţile automobilului ca şi alte diferite semnale de control sunt transmise de ABS la ASC, ambele sisteme , deşi montate într-o singură unitate de control, având funcţionare independentă. Alunecarea roţilor, dată de diferenţa de turaţii între roţile faţă-spate sau între roţile stânga-dreapta, constituie criteriul de de control al stabilităţii. Unitatea de comandă ASC, care este un microprocesor, compară semnalele primite de la roţi cu alunecarea optimă şi cea critică şi domeniile de funcţionare dinamică ale roţilor, care sunt definite ca funcţii de turaţie şi acceleraţie. În cazul în care limitele critice sunt depăşite reglarea puterii motorului se face prin intermediul a trei bucle de control: controlul pedalei de accelerare, întârzierea declanşării scânteii electrice şi, în extremis, suprimarea aprinderii.

Controlul automat al stabilităţii ASC este întâlnit la toate modelele BMW actuale. După introducerea plină de succes a ASC pentru toate modelele BMW echipate cu motoare pe benzină, s-a realizat acelaşi lucru şi la modelele BMW cu motoare DIESEL. Prin realizarea unui nou concept de puncte de intervenţie ale sistemului ASC a apărut posibilitatea de adaptare a sistemului ASC pentru un segment tot mai mare de autoturisme. Sistemul ASC cuprinde şi sistemul ABS, iar în cazul seriilor de autoturisme BMW 5 şi 7 cuprinde şi sistemul Corneving Brake Control-CBC.

Sistemele de reglare a patinării roţilor motoare sunt realizate pe baza intervenţiei asupra cuplului motor dezvoltat de motorul autoturismului. Acest lucru se realizează prin deconectarea electronică a alimentării unuia sau mai multor cilindri, după caz, acţionând asupra pompei de injecţie. Astfel s-a eliminat în mod conştient acţionarea asupra clapetei de acceleraţie, iar acţionarea se face în combinaţie cu acţionarea frânei, realizându-se un reglaj optim al stabilităţii şi tracţiunii.

Integrarea pe scară tot mai largă a sistemelor electronice de control a tracţiunii şi frânării pe toate automobilele, de orice tip, mai ales în ultimii 15 ani, reprezintă baza pentru dezvoltarea unor sisteme cu funcţiuni mai complexe, care au rolul de a mări şi mai mult confortul de conducere şi siguranţa în exploatare, mai ales în situaţiile critice care pot apărea în timpul deplasării.

Page 169: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica Cap.6. Stabilitatea şi maniabilitatea automobilului

TEST EVALUARE. CAPITOLUL 6. 1.Cum definiţi stabilitatea automobilului? ……………………………………………………………………….. ………………………………………………………………………… 2. Cum se poate pierde stabilitatea automobilului la urcarea rampelor? …………………………………………………………………………. ………………………………………………………………………….. 3. Cum se poate pierde stabilitatea automobilului la coborârea pantelor? …………………………………………………………………………. …………………………………………………………………………. 4. Cum trebuie acţionat asupra volanului la deraparea laterală a punţii spate? ……………………………………………. ………………………………………………. 5. Cum trebuie acţionat asupra volanului la deraparea laterală a punţii faţă? …………………………………………………………………………………….. …………………………………………………………………………………….. 6. Cum se poate pierde stabilitatea automobilului la mersul în curbă? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 7. Cum definiţi proprietatea de maniabilitate a automobilului ? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 8. Puteţi defini caracterul unui automobil de a fi supra sau subvirator? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 9. Puteţi defini legea virării corecte a automobilului ? …………………………………………………………………… ……………………………………………………………………. 10. Ce sisteme electronice cunoaşteţi că sunt folosite pentru creşterea performanţelor automobilului ? …………………………………………………………………… …………………………………………………………………….

Page 170: Tiberiu Macarie AUTOMOBILE-Dinamica

Automobile. Dinamica……………………………………………………………………………………………….. BIBLIOGRAFIE: 1.CÂMPIAN. V., CIOLAN, GH., PREDA. I., VULPE. V., ENACHE. V., CÂMPIAN. O., - Automobile, Editura Universităţii din Braşov, 1989. 2. CIOLAN, GH., PREDA. I., PERES. GH.,-Cutii de viteze pentru automobile, Editura Didactică şi Pedagogică, 1998. 3. CORDOŞ. N., TODORUŢ. A.,- Dinamica autovehiculelor pe roţi, Teste şi Aplicaţii, Editura TODESCO, Cluj-Napoca, 2001. 4. CRISTEA . D.,-Sisteme speciale ale automobilelor şi motoarelor, Editura Universităţii din Piteşti, 1999. 5. GHIULAI. C., VASILIU. CH.,-Dinamica autovehiculelor, Editura Didactică şi Pedagogică, 1975. 6. MACARIE. T.,- Contribuţii la dinamica autoturismelor echipate cu tracţiune integrală, Teză de doctorat, Universitatea Transilvania Braşov, 1994. 7.MATEESCU. V., POPA. L.,- Performanţele automobilelor, Editura Printech, Bucureşti, 2000. 8. NECULĂIASA. V.,-Mişcarea autovehiculelor, Editura Polirom, Iaşi, 1996. 9. POŢINCU. GH., TABACU. I., HARA. V.,- Automobile, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1980. 10.TABACU.I., MACARIE. T., STANCA. I.,-Indrumar de proiect Dinamica autovehiculelor, Editura Universităţii din Piteşti, 1985. 11. UNTARU. M., PEREŞ. GH., STOICESCU. A., POŢINCU. GH., TABACU. I.,-Dinamica autovehiculelor pe roţi, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1981. 12. UNTARU. M., CÂMPIAN. V., HILOHI. C., VĂRZESCU. V.,- Construcţia

şi calculul automobilelor, Editura Tehnică, 1974. 13. Colecţiile de reviste din anii 2000-2003:

-L´Ingenieur de l´Automobile; -Automotive Engineer

14. Cataloage de firmă: -SEAT, -IVECO; -RENAULT.