Doaga Cristian Alexandru Comisia 1 Iulie 2020 [611332]

1

Universitatea ,, POLITEHNICA ”din București
Facultatea Transporturi
Departamentul Autovehicule Rutiere
Specializarea Autovehicule Rutiere

2

Proiect de diplom ã

Suspensie punte fațã pentru autoutilitarã tip
furgon cu barã de torsiune

Coordonator Absolvent: [anonimizat].dr.ing. Viorel Mateescu Doagã Cristian -Alexandru

2020

3 Cuprins

INTRODUCERE……………………………………………………………… ……… ……………………5
Capitolul I. Realizarea proiectului de organizare generalã a autovehiculului și ȋncadrarea acestuia ȋntr -un
segment de piațã. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului de proiectat [4], [5], [11] , [14] ……6
1.1 Analiza unor modele similare de auto utilitare…………………………… ……… ………………………7
1.1.1 Alegerea modelelor similare conform cerințelor temei………………… …… ………………..7
1.1.2 Analiza caracteristicilor constructive și a param etrilor de performanțã ………………………16
1.1.3 Analiza paramterilor dimensionali exterior……………… ……………………… …………… 21
1.1.4 Analiza principalilor parametri masici……………………………… ………………………..29
1.1.5 Analiza principalilor parametri energetici………………………… ………………………….33
1.1.6 Stabilirea tipului de automobil pe care se va monta suspensia fațã proiectatã și încadrarea
acesteia într -un segment de piațã………………………………………… …………………………………34
1.2 Determinarea mãrimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse prin temã………. …………………………..35
1.2.1 Stabilirea principalilor parametrii dimensionali și masici ai autoutilitarei, precum și a
subansamblurilor componente ale acesteia………………………………… ……………………………….35
1.2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util……………… ………………………39
1.2.3 Întocmirea schiței de organizare generalã și determinarea poziției centrului de greutate.
Alegerea pneurilor…………………………………………………… ………………………………………44
1.2.4.Determinarea poziției centrului de greutate al autovehiculului pentru diverse stãri de
încãrcare………………………………… ……………. ……………………………………………………………………………………….47
1.2.5.Alegerea pneurilor…………………………………………………… ………………………..50
Capitolul II . Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru suspensia punții din fațã. Alegerea
justificatã și definitivarea soluției tehnice pentru suspensie [1], [9]. [10], [12] ………… ……………………. 55
2.1 Definiția și rolul sistemului de suspensie………………………………… ………………………………56
2.2. Clasificarea suspensiilor și încadrarea subansamblului de proiectat în anumite
categorii………………………………………………………………… ……………………………58
2.3 Soluții constructive de punți…………………………………… …………………………………………..59
2.4 Elemente principale care intrã în compunerea suspensiei……………… ………………………..64
2.5 Caracteristica de amortizare……………………………………………… ………………………73
2.6 Tipuri constructive de suspensii cu barã de torsiune posibile pentru echiparea autovehiculului de
proiectat ……………………………………………………………………………………… ………………75
2.7 Alegerea justificat ã a tipului de suspensie ce se va proiecta……………………………… ……..77

4 Capitolul III. Proiectarea generalã a (sub)ansamblului din tema de proiect [1],[5], [8], [9], [12] ………… 78
3.1 Determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensie …………………………… ………79
3.2Adoptarea valorilor pentru sãgeata staticã f st, sãgeata dinamică f dși pentru factorul dinamic k d ;
Stabilirea ca racteristicii elastice necesare……………………………………………………………… ……80
3.3 Calculul elementului elastic…………………………………………………………… ………..82
3.4 Calculul rigiditãții suspensiei și a frecvenței oscilațiilor masei suspendate ……………… …….85
3.5 Calculul amortizorului hidraulic telescopic…………………………………………… …………87
3.6 Calcule de rezistențã pentru suspensia proiectatã………………………………………… …….90
3.6.1 Calculul de rezistențã pentru bara de torsiune………………………………… ………90
3.6.2 Calculul de rezistențã pentru tija amortizorului………………………………… …….92
Capitolul IV. Studierea unuia dintre urmãtoarele aspecte: diagnosticarea, mentenan ța, ȋncercãri ale
suspensie i [3], [12], [13] ………………………………………………………………………………… ….93
4.1 Diagnosticarea și mentenanța suspensiei……………………………………………… ………..94
4.2 Diagnosticarea arcurilor……………………………………………………………… …………97
4.3 Diagnosticarea amortizoarelor……………………………………………………… …………..99
4.3.1 Diagnosticarea amortizoarelor prin demontarea de pe vehicul……………… ……….99
4.3.2 Diagnosticarea amortizoarelor pe vehicul…………………………………… ……….105
Capitolul V. Proiectarea piesei din componența (sub)ansamblului. Proiectarea barei de torsiune pentru
suspensia pu nți fațã [3], [7], [9], [13], ………………………………………………………………… ……113
5.1 Condiți tehnice……………………………………………………………………… …………..114
5.2 Alegerea materialului……………………………………………………………… ……………115
5.3 Tratamentul termic……………………………………………………………………… ………116
5.4 Fișã film de fabricare…………………………………………………………………… ………117
5.4.1 Aspecte particulare și etapele principale ale procesului tehnologic…………… ……..118
Bibliografie…………………………………………………………………………………………… …….119

5 INTRODUCERE

Autoutilitara desemneazã un autovehicul inferior autocamionului destinat doar transportului de
mãrfuri ȋn cantitate micã, uneori asociatã furgonetei. Autoutilitarele se ȋmpart ȋn: camionete, furgonete și
camioane sub forma unor pick -upuri mai mari. Ȋn construcția autoutilitarelor se urmãreste creșterea
eficienței economice a transportului de mãrfuri, creșterea vitezei de transport și a siguranței de deplasare ȋn
traficul rutier.
Vechiculul utilitar este un automobil care prin, construcție și amenajare, este destinat ȋn principal
transportului de bunuri, ȋntr -o structurã ȋnchisã sau deschisã. Pentru a servi scopului sãu, transferul rutier de
mãrfuri, autoutilitara poate fi dotatã cu remorci, ȋn unele cazuri având atașate diverse echipamente de lucru,
cum ar fi lift electric sau hidra ulic, ȋncarcatoare, etc pentru a facilita operațiunile de ȋncarcare descãrcare.
Ȋn ultima perioadã constructorii auto ȋși extind preocupãrile pentru ȋmbunatãțirea condițiilor de lucru
ale conducãtorului autoutilitarei, prin faptul cã se asigurã un microc limat optim pentru conducerea ȋn
siguranțã pe distanțe mari. Se ȋncearcã proiectarea ergonomicã a panoului de bord, toate comenzile fiind
amplasate cât mai aproape de șofer, pentru a putea fi urmarite si acționate farã a perturba atenția
conducãtorului aut o. Ȋn principal, autoutilitarele se folosesc la transportul de mãrfuri, indiferent dacã acestea
sunt autoutilitare deschise, ȋnchise sau frigorifice.

6

Capitolul I

Realizarea proiectului de organizare generalã a
autovehiculului și ȋncadrarea acestuia ȋntr -un segment de
piațã. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului
de proiectat , [4], [5], [11].

7 1.1 Analiza unor modele similare de autoutilitare

1.1.1 Alegerea modelelor similare, conform cerințelor temei , [11]

Pentru proiectarea unui autovehicul se iau ȋn vedere aspecte privitoare la:
– posibilitãțile de realizare a produsului ȋn anumite circumstanțe economice;
– costurile de fabricație și de exploatare, asigurarea unui anumit ciclu de viațã;
– protecția mediului și cerințele pieței.
Parametrii principali ai autovehiculului caracterizeazã construcția și influențeazã direct calitãțile de
tracțiune și exploatare ale acestuia și ei trebuie stabiliți în faza inițialã a proiectãrii deoarece condiți oneazã
mãrimea forțelor și momentelor care solicitã transmisia, caroseria, sistemul de rulare, sistemul de frânare.
De aceea trebuie studiate modelele similare ale autovehiculului ce urmeazã a fi proiectat, modele
reale care existã deja pe piațã. Din ace astã analizã a modelelor se poate contura tipul autovehiculului al
cãrei suspensie fațã urmeazã a se proiecta.
Ținand cont de tipul autovehiculului și de caracteristicile precizate prin tema de proiect, referitor la
masa utilã nominalã ( ), volumul util ( ) si viteza maximã ( , voi considera cã autofurgoneta a cãrei
suspensie urmeaz ã sã o proiectez, este destinatã unui transport de distribu ție, putând fi folositã și pentru un
transport pe distanțe medii, astfel ȋncât ȋn alegerea modelelor sim ilare, voi avea ȋn vedere ca ampatamentul
sã aibã o valoare consideratã normalã pentru categoria respectivã de autovehicul, adicã puțin mai mare de
3000 mm, iar acoperisul sã fie supra ȋnalțat pentru a asigura volumul util impus prin tema de proiect.
De as emenea voi avea ȋn vedere ca ȋnãlțimea podelei furgonului sã permitã ȋncãrcarea și desc ãrcarea
ușoarã a mãrfii transportate.
Pornind de la acești parametrii ș i valorile lor impuse, din [11 ] au fost selectate urmãtoarele modele
similare de autoutilitare:

8 1.Ford Transit, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=7,78 m3, masa
utilã nominalã de m un=1562 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max= 150 Km/h și este echipatã cu
motor MAC, sistem direcție servoasistatã, punte fațã McPherson, suspensie fațã cu arcuri elicoidale, barã
stabilizatoare, suspensie spate cu arcuri lamelare și amortizoare gaz.
Soluție de organizare generalã totul fațã, tra nsmisie fațã, iar sistemul de frânare este dublu circuit,
servoasistat cu discuri fațã ventilate și spate pline. Sistemul de frânare este prevãzut cu sistemul ABS și cu
programul electronic de stabilitate ESP.

2.Mercedes Sprinter, [11 ]

9 Reprezintã o auto utilitara caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=7,5 m3, masa
utilã nominalã de m un=1545 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max=156 Km/h și este echipatã cu
motor MAC rãcit cu aer, sistem direcție servoasistatã, punte fațã ind ependentã echipatã cu suspensie cu
arcuri lamelare dispuse transversal, barã stabilizatoare și amortizoare hidraulice. Puntea spate dependentã
echipatã cu suspensie cu arcuri parabolice si amortizoare hidraulice.
Tracțiunea se realizeazã pe puntea spate ș i sistemul de frânare este cu discuri franã fațã ventilate și
spate pline, dublu circuit acționând pe diagonalã, frâna de staționare fiind mecanicã pe cablu.

3.Renault Master, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=8 m3, masa utilã
nominalã de m un=1465 Kg, o vitezã maximã la deplasarea in palier V max=140 Km/h și este echipatã cu
motor MAC turboalimentat, servodirecție, puntea fațã independentã echipatã cu suspensie fațã cu arcuri
elicoidale, amorti zoare hidraulice și bară stabilizatoare, iar puntea spate dependentã echipatã cu suspensie cu
arcuri lamelare, amortizoare telescopice și barã stabilizatoare.
Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este dublu circuit cu discuri fr ânã
ventilate fațã și discuri frânã pline spate.

10 4.Iveco Daily, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u= 7,3 m3, masa
utilã nominalã de m un=1500 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max= 156 Km/h și este echipatã cu
motor MAC rãcit cu lichid cu ventilator comandat electromagnetic, ambreiaj monodisc uscat cu comandã
hidraulicã cu pedalã, sistem direcție servoasistatã, axa fațã, are suspensie cu roți independente cu brațe duble
trapezoi dale, echipatã cu arcuri barã de torsiune dispuse longitudinal, barã stabilizatoare și amortizoare
telescopice hidraul ice. Punte spate rigidã , cu reducție simplã, echipatã cu suspensie cu arcuri parabolice
monolamã cu tampoane limitatoare de cursã și amort izoare telescopice hidraulice.
Tracțiunea este fațã , iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline
spate, frâna de serviciu fiind hidraulicã circuit dublu ȋn diagonalã servoasistatã.
5.Citroen Jumper, [11 ]

11 Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=8,9 m3, masã
utilã nominalã de m un=1415 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max= 155 Km/h și este echipatã cu
motor MAC turboalimentat, servodirecție cu volan re glabil, punte fațã independentã de tip McPherson,
punte spate dependenta echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare si tampoane limitatoare de cursã ,
amortizoare telescopice hidraulice și barã stabilizatoare.
Puntea motoare este cea fațã, sistemul de frâna re fiind cu discuri frânã ventilate fațã cu etrier cu
dublu piston și discuri frânã ventilate spate cu etrier cu simplu piston.

6.Fiat Ducato , [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=8 m3, masã util ã
nominalã de m un=1640 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max= 155 Km/h și este echipatã cu
motor MAC turboalimentat, ambreiaj monodisc cu comandã hidraulicã, servodirecție cu pinion cremalierã,
punte fațã independentã de tip McPherson cu braț inferior oscilant, suspensie cu arcuri elicoidale,
amortizoare telescopice hidraulice și barã stabilizatoare. Punte spate rigidã tubularã, echipatã cu suspensie
cu arcuri foi, tampoane limitatoare de cursã și amortizoare telescopice hidraulice.
Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã fațã vent ilate și
discuri frânã spate pline, frâna de serviciu fiind dublu circuit servoasistatã.

12 7.Peugeot Boxer, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=8 m3, masa utilã
nominalã de m un=1440 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max=155 Km/h și este echipatã cu
motor MAC. Punte fațã independentã de tip McPherson echipatã cu braț oscilant, arcuri elicoidale, barã
stabilizatoare și amortizoare telescopice hidraulice. Punte spate rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri
lamelare și tampoane limitatoare de cursã precum și amortizoare hidraulice.
Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și
discuri frânã pline spate.
8.Nissan Interstar, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=8 m3, masã utilã
nominalã de m un=1420 Kg, o viteza maximã la deplasarea ȋn palier V max=143 Km/h și este echipatã cu
motor MAC turboalimentat, sistem direcție servoasist atã cu pinion si cremalierã. Puntea fațã independentã
de tip McPherson echipatã cu suspensie cu arcuri elicoidale, barã stabilizatoare și amortizoare. Punte spate
rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și amortizoare.

13 Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã , iar sistemul de frânare este dotat cu discuri frânã fațã si
discuri frânã spate, frâna de staționare este mecanicã cu acționare pe roțile din spate.

9.Volkswagen Crafter, [11 ]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=7,5 m3, masa
utilã nominalã de m un=1540 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max=145 Km/h și este echipatã cu
motor MAC, sistem direcție servoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã independentã echipatã cu
suspensie cu arcuri elicoidale și amortizoare cu gaz. Punte spate rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri
lamelare și amortizoare cu gaz.
Puntea motoare este puntea spate, sistemul de frânare fiind hidraulic cu discuri frânã ventilate fațã și
discuri frânã pl ine spate.
10.Opel Movano, [11 ]

14

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=9,1 m3, masa
utilã nominalã de m un=1454 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max= 147 Km/h și este echipatã
cu motor MAC, s istem direcție sevoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã independentã tip Double
Wishbone, echipatã cu suspensie cu arcuri elicoidale, amortizoare telescopice și barã stabilizatoare. Punte
spate rigida echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și a mortizoare telescopice.
Tracțiunea la acest model se realizeazã pe puntea fațã iar sistemul de frânare este cu discuri frânã
ventilate fațã și discuri frânã pline spate.
11.LDV Maxus, [ 11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de V u=9,1 m3, masa
utilã nominalã de m un=1422 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier V max=150 Km/h și este echipatã cu
motor MAC, sistem direcție servoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã fracționatã de tip McPherson cu
barã stabilizatoare , suspensie spate cu arcuri parabolice monolamã.
Puntea motoare este puntea fațã , iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și tamburi
pe spate, frâna de serviciu fiind hidraulicã, cu acționare pe diagonalã. Frâna de staționare este mecanicã cu
acționare pe roțile din spate.

15 1.1.2 Analiza caracteristicilor constructive și a parametrilor de performanțã , [4], [5]

Pentru proiectarea suspensiei fațã, a automobilului impus prin tema de proiect au fost alese un numãr
total de 11 modele similare .
La baza alegerii celor 11 modele au stat urmãtorii parametrii:
– tipul caroseriei (furgon);
– masa utilã (m un ≤1600 Kg);
– volumul util (V u ≤9 ;
– viteza maximã (V max ≤155 Km/h).

Autovehiculele alese ca modele similare, sunt echipate cu motoare MAC turboalimentate, sistem de
injecție de tip „rampa comun ã” (common rail) , motorul este așezat în partea din fațã, transversal , iar
tracțiunea fațã este prezenta la 8 din 11 modele deoarece aceastã soluție prezintã urmatoarele avantaje:
spațiu de încãrcare mai mare și înãlțime suplimentarã în interior, economie de combustibil și o sarcinã utilã
mai bunã decât la modelele cu tracțiune pe spate echivalentã, podea joasã pentru o încãrcare și descãrcare
ușoarã.

În tabelele 1.1. -1.3. sunt sintetizate caracteristicile constructive si cele de performanțã ale modelelor
similare alese .

Tabel 1.1 . Caracteristici constructive ale grupului moto -propulsor ,[5 ]

16 Nr. Crt. Model Tip motor ni Cutie de viteze Puntea
motoare
1 Ford Transit MAC 4 Manuală 5+1 față
2 Mercedes Sprinter MAC 4 manuală 6+1 spate
3 Renault Master MAC 4 Manuală 6+1 față
4 Iveco Daily MAC 4 Manuală 5+1 spate
5 Citoen Jumper MAC 4 Manuală 6+1 față
6 Fiat Ducato MAC 4 Manuală 6+1 față
7 Peugeot Boxer MAC 4 Manuală 6+1 față
8 Nissan Interstar MAC 4 Manuală 6+1 față
9 VW Crafter MAC 5 Manuală 6+1 spate
10 Opel Movano MAC 4 Manuală 6+1 față
11 LDV Maxus MAC 4 Manuală 5+1 față

17
Tabel 1.2 . Caracteristicile constructive ale sistemelor modelelor similare ,[5]

Nr.
Crt.
Model Sistem frânare Tip
punte Sistem rulare Sistem de Suspensie
Diametre discuri Grosime discuri
Punte
fata
Punte
spate Dimensiuni
pneuri Față
[mm] Spate
[mm] Față
[mm] Spate
[mm] Suspensie fațã Suspensie spate
1 Ford
Transit 280 280 28 16
Independen
tã tip
McPhseron

Rigidã 225/65R16 arcuri
elicoidale,
amortizoare cu
gaz, bară
stabilizatoare arcuri lamelare,
amortizoare cu
gaz
2 Mercedes
Sprinter 300 298 28 16

Independen
tã tip
McPherson

Rigidã
205/75R16 arcuri lamelare
dispuse
transversal,
amortizoare
hidraulice,
barã
stabilizatoare arcuri lamelare,
amortizoare
hidraulice
3 Renault
Master 305 280 28 12

Independen
tã

Rigidã
205/65R16 arcuri
elicoidale
,amortizoare
telescopice
hidraulice,
barã
stabilizatoare arcuri lamelare,
amortizoare
hidraulice
4 Iveco
Daily 300 296 28 16

Independen
tã cu brațe
duble
trapezoidal
e

Rigidã
205/75R16 arcuri barã de
torsiune,
amortizoare
telescopice
hidraulice,
barã
stabilizatoare arcuri
parabolice
monolamă ,
amortizoare
telescopice
hidraulice
5 Citoen
Jumper 280 280 24 15
Independen
ta tip
McPherson

Rigida 225/70R15 arcuri
elicoidale,
amortizoare
telescopice
hidraulice arcuri lamelare
(opțional
suspensie
pneumaticã pe
spate)
6 Fiat
Ducato 280 280 24 16

Independen
tã tip
McPherson

Rigidã 215/70R15 arcuri
elicoidale,
amortizoare
telescopice
hidraulice,
barã
stabilizatoare , arcuri
parabolice
monolamă,
amortizoare
telescopice
hidraulice, barã
stabilizatoare
7 Peugeot
Boxer 300 280 24 16

Independen
tã
tip
McPherson

Rigidã 205/75R16 arcuri
elicoidale,
amortizoare
telescopice
hidraulice, arcuri lamelare,
tampoane
limitatoare de
cursã,
amortizoare
hidraulice
8 Nissan
Interstar 305 305 28 12
Independen
tã
tip
McPherson

Rigidã
205/75R16 arcuri
elicoidale,
barã
stabilizatoare,
amortizoare
telescopice
hidraulice arcuri lamelare,
amortizoare
telescopice
hidraulice
9 VW
Crafter 300 298 28 16
Independen
tã

Rigidã 205/75R16 arcuri
elicoidale,
amortizoare cu
gaz arcuri lamelare,
amortizoare cu
gaz
10 Opel
Movano 305 280 24 12

Independen
tã tip
Double
Wishbone

Rigidã
215/65R16 arcuri
elicoidale,
amortizoare
telescopice
hidraulice,
barã
stabilizatoare , arcuri lamelare,
amortizoare
telescopice
hidraulice
11 LDV
Maxus 294 Tambur
280 28 –
Independen
tã tip
McPherson

Rigidã
205/75R16 arcuri
elicoidale,
amortizoare
telescopice
hidraulice,
barã
stabilizatoare , arcuri
parabolice
monolamã ,
amortizoare
telescopice
hidraulice

18

Tabel 1.3. Caracteristici constructive și de performațã al modelelor similare ,[5]

Nr. Crt.
Model Performanțe
Consum mixt Viteza maximă
[l/100km] [kmh]
1 Ford Transit 9,2 150
2 Mercedes Sprinter 9,3 156
3 Renault Master 8,8 140
4 Iveco Daily 9,4 156
5 Citoen Jumper 8,9 155
6 Fiat Ducato 8,9 155
7 Peugeot Boxer 8,9 155
8 Nissan Interstar 9 143
9 VW Crafter 10,1 145
10 Opel Movano 8,8 147
11 LDV Maxus 9,1 150

19
Dupã analizarea caracteristicilor prezentate ȋn aceste tabele se pot trage urmãtoarele concluzii:
– 10 din cele 11 modele similare sunt echipate cu motor cu 4 cilindri, doar unul singur fiind echipat cu
motor cu 5 cilindri;
– toate cele 11 modele similare alese, sunt echipate cu motor cu aprin dere prin comprimare;
– din cele 11 modele similare, 8 modele sunt prev ãzute cu o cutie de viteze cu 6 +1 trepte, 3 modele
fiind echipate cu o cutie de viteze de cu 5+1 trepte;
– 8 din cele 11 modele au puntea motoare fa țã, doar 3 modele având puntea motoare sp ate, de tip rigid
echipate cu suspensie care con ține arcuri lamelare și amortizoare hidraulice sau amortizoare cu gaz;
– dimensiunea anvelopelor 205/75/R16 se regase ște la 7 dintre modelele similare alese;
– Consumul mixt variaz ã ȋntre 9 si 10,1 [l/100km];
– Viteza maxim ã ȋn palier variazã ȋntre 140 si 156 km /h.
1.1.3. Analiza parametrilor dimensionali exteriori

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui
autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, dimensiunile care reflectã oragnizarea autovehiculului și
cele care reflectã capacitatea de trecere a acestuia.
Dimensiunile de gabarit sunt: lungimea totalã ( La), lãțimea totalã ( la) și ȋ nãlțimea
autovehiculului (Ha). Dimensiunile care reflectã organizar ea autovehiculului sunt: ampatamentul ( L),
ecartamentul fațã/spate ( E1/E2), consola fațã/spate ( C1/C2).
Valorile acestor parametri sunt centralizate ȋn tabelul 1.4. iar ȋn figurile 1.1 -1.8. sunt prezente
histogramele privind repartiția acestor parametri pe numãrul de modele similar alese.
Tabel 1.4 . Parametri dimensionali exteriori, in [mm], ai modelelor similare,[8]

Nr. Crt. Model Parametri dimensionali
Gabarit [mm] Organizare [mm]
La la Ha L E1 E2 C1 C2
1 Ford Transit 5230 1974 2302 3300 1741 1737 933 997
2 Mercedes Sprinter 5245 1993 2415 3250 1732 1738 1004 990
3 Renault Master 4899 1990 2232 3078 1740 1725 862 959
4 Iveco Daily 5077 1986 2270 3000 1724 1690 998 1079
5 Citoen Jumper 5413 2050 2254 3450 1810 1790 948 1015
6 Fiat Ducato 4963 2050 2254 3000 1810 1790 948 1015
7 Peugeot Boxer 4963 2050 2254 3000 1810 1790 948 1015
8 Nissan Interstar 4899 1990 2232 3078 1740 1725 862 959
9 VW Crafter 5240 1993 2415 3250 1732 1738 1000 990
10 Opel Movano 4899 1990 2472 3078 1740 1725 862 959
11 LDV Maxus 4920 1991 2460 3100 1734 1728 832 985

20
Ȋn figura 1.1 se prezintã histograma repartiz ãrii lungimii totale pentru modelele similare.

Figura 1.1. Histograma repartiției valorii lungimii totale la modelele similare

Lungimea totalã a modelelor similare este mãrimea care variazã cel mai mult. Aceasta ia valori între
4800 mm și 5600 mm. Putem observa cã 6 modele au lungimea totalã cuprinsã în intervalul 4800÷5000 mm,
3 modele au lungimea cuprinsã în intervalul 5200÷5400 mm. Doar un model are lungimea cuprinsã între
5000÷5200 mm și doar un model prezintã o lungime totalã mai mare de 5400 mm.

Variația lãțimii pent ru modelele similare este prezentatã mai jos, în figura 1.2.

01234567
4800-5000 5000-5200 5200-5400 5400-5600Lungimea totalã, L a [mm]

21

Figura 1.2. Histograma repartiției valorii lãțimii totale la modelele similare

Lãțimea modelelor alese variazã mai puțin, fiind inclusã într-un interval ce are valoarea minimã
1950 mm și valoarea maximã 2100. Analizând histograma se observã că 8 modele similare au lãțimea
situatã în intervalul 1950÷2000 mm și 3 modele în intervalul 2000÷2050 mm. Se observã deci o grupare
compactã a valori lor, cu tendința unora dintre constructori de a mãri lãțimea autovehiculelor produse.

Un alt parametru dimensional de gabarit ale cãrui valori trebuiesc analizate este înãlțimea. Variația
înãlțimii modelelor similare este prezentatã mai jos în histograma din figura 1.3.
0123456789
1950-2000 2000-2050Lãțimea totalã, l a [mm]

22

Figura 1.3. Histograma repartiției valorii înãlțimii totale la modelele similare

Valoarea înãlțimii este limitatã inferior de înãlțimea minimã a cabinei și superior de condițiile de
siguranțã și stabilita te. Cu alte cuvinte valoarea acesteia trebuie sã permitã poziționarea cât mai joasã a
centrului de greutate.
Variația înãlțimii modelelor este cuprinsã într -un interval începând cu 2232 mm pânã la 2472 mm.
Din analiza histogramei observãm cã 3 din modele a u înãlțimea cuprinsã în intervalul 2232÷2280 mm, alte 4
modele au înălțimea cuprinsã în intervalul 2360÷2440. Doar douã dintre modelele similare au înãlțimea mai
mare de 2440 mm, și anume modelul 10 și modelul 11 cu valori ale înãlțimii de 2472 mm, respect iv 2460
mm.

În continuare se vor analiza variațiile ecartamentelor fațã și spate pentru modelele similare alese,
variații ce sunt reliefate și în histogramele prezentate în figurile 1.4 și 1.5.

01234567
2232-2280 2280-2360 2360-2440 2440-2500Ȋnalțimea totalã , H a [mm]

23

Figura 1.4. Histograma repartiției valorii ecartamentul ui fațã la modelele similare

Se observã în primul rând faptul cã, deși au valori apropiate, ecartamentele fațã sunt diferite de
ecartamentele spate. Diferența dintre acestea este determinatã de diverși factori cum ar fi tipul suspensiei,
tipul transmisiei, soluția de organizare generalã, montajul roților spate (jumelate sau simple), lãțimea
autovehiculului.
Ecartamentul fațã variază într -un interval destul de restrâns, valoarea m inimã a acestuia fiind 1724
mm, iar valoarea maximã 1810 mm. Din analiza histogramei se observã cã mai mult de jumãtate din modele
au ecartamentul fațã cuprins în intervalul 1720÷1750 mm. De asemenea se observã cã doar un numãr
restrâns de modele au valoar ea ecartamentului fațã mai mare de 1800 mm. Acestea sunt modelele numãrul
5,6 și 7 , toate cu ecartamentul fațã de 1810 mm. Mai observãm cã nici unul din modelele similare alese nu
prezintã o variație a ecartamentului în intervalul 1750÷1800 mm.
0123456789
1720-1750 1800-1850Ecartament fațã E1[mm]

24

Figura 1.5. Histograma repartiției valorii ecartamentului spate la modelele similare

Ecartamentul spate variaz ã aproximativ în același interval ca ecartamentul fațã, valoarea minimã este
1690 mm , iar valoare maxim ã 1810 mm. Șapte modele similare au ecartam entul spate cuprins în intervalul
1700÷1750 mm la fel ca la ecartamentul fațã, 3 modele au ecartamentul spate ceva mai mare cuprins între
1750÷1800 mm, strict pentru ro ți simple, ȋn modelele similar alese neavând autovehicul cu roți jumelate.
Se observã cã la majoritatea modelelor ecartamentul fațã este mai mare decât ecartamentul spate.
În figura 1.6 prezentatã mai jos se poate observa variația ampatamentului pentru modelele similare.

012345678
1650-1700 1700-1750 1750-1800Ecartament spate E2 [mm]

25

Figura 1.6. Histograma repartiției valorii ampatamentului la modelele similar e

Ampatamentul este principalul parametru dimensional al unui autovehicul care poate stabili chiar
varianta de organizare a acestuia, mai ales pentru un vehicul comercial cum este cazul în situația de fațã.
Ampatamentul la modelele similare vari azã destul de mult, într -un interval cu valoarea minimã de 3000 mm
și valoarea maximã de 3500 mm. Din histogramã se observã cã 7 modele au ampatamentul cuprins în
intervalul 3000÷3200 mm, restul modelelor având ampatamentele mai mari decât intervalul menți onat.

În histograma din figura 1.7 se prezintã variația consolei faț ã pentru modelele similare alese.

012345678
3000-3200 3200-3400 3400-3500Ampatament L [mm]

26

Figura 1.7. Histograma repartiției valorii consolei faț ã la modelele similare

Se observã din histogramã cã variația consolei fațã la modelele similare este uniformã, 4 modele
având consola fațã în intervalul 900 -950 mm, alte 3 în intervalul 850 -900 mm celelalte modele având
console fațã ceva mai mari. Existã un singur model cu conso la faț ã mai mic ã de 850 mm.

Mai jos, în figura 1.8 se poate observa cum variazã valoarea consolei spate pentru modelele similare
alese.

012345
800-850 850-900 900-950 950-1000 1000-1050Consola fațã C1 [mm]

27

Figura 1.8. Histograma repartiției valorii consolei spate la modelele similare
Consola spate variazã la modelele sim ilare în intervalul 959 -1079 mm. Din histogramã se observã că
7 modele din 11 au valoarea consolei spate situatã în intervalul 950 -1000 mm. Restul autovehiculelor, deși
restrânse la număr prezintã console spate mai mari. Astfel 3 modele prezintã valori cup rinse între 1000 și
1050 mm și doar un model prezinta valori mai mari de 1050 mm și anume autovehiculul marca Iveco Daily.
În urma analizei trebuie menționat cã unele modele din cele 12 alese sunt construite pe aceeași
platformã și de aceea prezintã acel eași dimensiuni exterioare.

1.1.4. Analiza principalilor parametri masici , [4], [11]
Principalii parametri masici analizați sunt:
– Masa proprie , m0 [kg]
– Masa util ã nominalã, m un [kg]
– Masa total ã constructivã m an [kg]
– Masa raportat ã, specificã autovehiculelor ce transportã marfã, denumitã coeficientul sarcinii utile
(coeficientul de tar ã), [-], definit de rela ția:

(1.1)
Valorile acestor parametri sunt centralizate ȋn tabelul 1.5. iar ȋn figurile 1.9. -1.11 sunt prez entate
histogramele valorilor acestor parametri pe numãrul de modele similare.
Tabelul 1.5. Parametri masici, in kg, ai modelelor similare, [11]
012345678
950-1000 1000-1050 1050-1100Consola spate C2 [mm]

28
Principalii parametrii masici sunt caracteriza ți de: masa proprie ( m0),masa util ã nominal ã (mun),
masa total ã (ma).
Nr. Crt. Model Parametri masici

Masa
proprie
<m 0 >
[Kg]
Masa utilã
< m un>
[Kg] Masa
totalã
< m an>
[Kg]
[-]
1 Ford Transit 1738 1562 3300 1,11
2 Mercedes Sprinter 1955 1545 3500 1,26
3 Renault Master 1835 1465 3300 1,25
4 Iveco Daily 2000 1500 3500 1,33
5 Citoen Jumper 1885 1415 3300 1,33
6 Fiat Ducato 1860 1640 3500 1,13
7 Peugeot Boxer 1860 1440 3300 1,29
8 Nissan Interstar 1880 1420 3300 1,32
9 VW Crafter 1960 1540 3500 1,27
10 Opel Movano 1846 1454 3300 1,26
11 LDV Maxus 1778 1422 3200 1,25

Coeficientul de tar ã se calculeaz ã cu rela ția :

Coeficientul de tar ã ( ) variaz ã ȋn intervalul (1,11 -1,33), valoarea minimã fiind la
modelul 1, iar cea maxima la modelele 4 si 5. Valorile intermediare sunt grupate ȋn intervalul 1,25 -1,29, 6
modele, 3 modele grupate ȋn jurul valorii de 1,33 și un singur model, numarul 2, spre limita intermediarã
(1,13).
Se constat ã cã ȋn intervalul 1,25 -1,29 sunt cele mai multe modele similare.

În figura 1.9 se poate observa variația masei proprii pentru modelele similare.

29

Figura 1.9. Histograma repartiției valorii masei proprii la modelele similare
Masa proprie a modelelor similare variazã în intervalul 1700÷2000 kg. Se observã cã jumãtate din
modelele similare au masa proprie cuprinsã în intervalul 1800÷1900 kg. Douã dintre modele au masele
cuprinse între 1700 și 1800 kg și tot dou ã între 1900 și 2000 kg. De asemenea masa proprie a
autovehiculelor este in corelație cu soluția de organizarea ge neralã, având ȋn vedere cã 2 din cele 11
modele similare au tracțiunea pe puntea spate.

În figura 1.10 se prezint ã variația sarcinii utile maxime pentru modelele analizate.
01234567
1700-1800 1800-1900 1900-2000Masa proprie [Kg]

30

Figura 1.10. Histograma repartiției valorii sarcinii utile totale la modelele s imilare.
Sarcina utilã variazã într -un interval cu valoarea minimã 1400 kg și valoarea maximã 1700 kg. Se
observã din histogramã cã aproape jumãtate dintre modelele similare au sarcina utilã situatã în intervalul
1400÷1500 kg. Trei dintre modele au sarcina utilã maximã între 1500kg și 1600 kg. Doar un autovehicul
prezintã o sarcinã utilã de peste 1600 kg, și anume modelul numãrul 6, Fiat Ducato .
Ultimul parametru masic ce trebuie analizat este masa totalã a autovehiculelor.
Variația acesteia în cazul mode lelor similare se poate observa mai jos, în figura 1.11.

Figura 1.11. Histograma repartiției valorii masei totale la modelele similare

012345678
1400-1500 1500-1600 1600-1700Masa utilã [Kg]
01234567
3200-3300 3300-3400 3400-3500Masa totalã [Kg]

31
Masa totalã variazã, la modelele similare, în intervalul 3200÷3500 kg. Din histogramã se observã c ã
jumãtate din modele au masa totalã cuprinsã în intervalul 3300÷3400 kg , iar cealaltã jumãtate în intervalul
3400÷3500 kg. Un singur model prezintã o masã total ã sub 3300 kg, și anume modelul numărul 11, cu o
masã de 3200 kg.
1.1.5.Analiza principalilor parametri energetici

Parametrii energetici ai modelelor similare care vor fi studiați ȋn aceastã lucrare sunt: cilindreea totalã
(Vt), puterea maximã ( Pmax), turația la putere maximã ( np), momentul maxim ( Mmax), turația de moment
maximã ( nM), puterea specificã
Puterea specificã este un parametru ce ne poate ajuta la observarea caracteristicilor dinamice ale
autovehicului și poate fi calculat ã cu formula:

[kW/kg]
(1.2)
Pentru analizarea tuturor parametrilor menționați mai sus s -a ȋntocmit tabelul 1.6 cu valorile acestora de la
fiecare model similar ales .
Tabel 1.6 . Principalii parametri energetici ai modelelor similare ,[9]

Nr.Crt. Model Pmax np Mmax nM Vt Numar
cilindrii
dispunere Psp
[kW] [rot/min] [Nm] [rot/min]
[cm3] [
]
1 Ford
Transit 81 3600 280 1900 1995 L4 0,024
2 Mercedes
Sprinter 80 3800 280 2200
2143

L4 0,024
3 Renault
Master 74 3500 260 1600 2298 L4 0,022
4 Iveco
Daily 85 3800 270 2000 2300 L4 0,024
5 Citoen
Jumper 88 3500 320 2300 2129 L4 0,026
6 Fiat
Ducato 88 3600 320 2000 2287 L4 0,025
7 Peugeot
Boxer 88 3600 320 2000 2179 L4 0,026
8 Nissan
Interstar 84 3500 290 1600 2463 L4 0,025
9 VW
Crafter 80 3500 280 2000 2498 L5 0,022
10 Opel
Movano 88 3500 300 1600 2463 L4 0,026
11 LDV
Maxus 88 3800 300 1800 2499 L4 0,027

32

Dupa analizarea acestor parametri, au fost trase urmãtoarele concluzii: la modelele selectate,
motoarele sunt toate cu aprindere prin comprimare, variantã mult mai economicã decât cea de aprindere prin
scânteie, toate avand 4 cilindri dispuși ȋn linie cu 4 supape pe cilindru, injecție directã de motorinã de tip
common rail (rampã comunã). Ȋntre modelele similare alese, diferențe apar la capacitatea cilindricã, putere și
cuplu maxim.

1.1.6. Stabilirea tipului de automobil pe care se va monta suspensia fa țã proiectatã și
încadrarea acesteia într -un segment de piațã

Ȋn urma analizarii modelelor similare alese și având ȋn vedere cerințele impuse prin tema de proiect ,
autoutilitara a cãrei suspensie fațã va fi proiectatã, face parte din categoria vehiculelor comerciale cu un
numar de 3 locuri (conducator auto și doi pasageri post de conducere), cu masa totalã de 3500 Kg.
Caroseria va fi tip furgon, viteza maximã constructivã de 155 Km/h, iar sarcina utilã maximã se va
situa ȋn jurul valorii de 1600 Kg, ambele au fost impuse prin tema de proiect. Motorul va fi unul cu
aprindere prin comprimare, amplasat transversal ȋn partea din fațã a autovehicului, iar pu ntea motoare va fi
cea din fațã . Astfel rezultã soluția de organizare generala „totul fațã”, la aceastã so luție schimbãtorul de
viteze este cu 2 arbori, lipsind transmisia longitudinal ã. Aceastã soluție se poate caracteriza prin,
compactitate ridicatã, motorul este dispus ȋn fața axei punții fațã, iar schimbatorul de vitezã și ambreiajul
fiind amplasate ȋn con tinuarea acestuia. Acest tip de soluție de organizare prezintã urmatoarele avantaje:
– legaturi simple și scurte ȋntre organele de comandã si grupul motor -transmisie;
– sistem de rãcire a automobilului simplificat și redus, deoarece radiatorul este plasat ca la „soluția
clasicã” ȋn zona de presiune dinamica maximã;
– o încãrcare suficient de mare a roților motoare, ceea ce face ca autovehiculul sa aibã o capacitate
destul de bunã pentru urcarea pantelor când este parțial încãrcat;
– construcție simplã pentru punte a din spate;
– stabilitate mãrita la deplasare ȋn linie dreaptã sub acțiunea vantului lateral și ȋn viraje;
– puntea fațã va fi fracționatã, cu suspensia fațã cu bare de torsiune, amortizoare hidraulice și barã
stabilizatoare antiruliu. Puntea spate va fi rigi dã iar suspensia va fi cu arcuri lamelare și amortizoare
hidraulice;
– asigurã o utilizare mai eficientã a spațiului total dat de caroserie;
– nefiind necesar tunelul pentru transmisia longitudinalã sau pentru comenzi, podeaua este netedã,
oferind spațiu de mã rfuri;
– poate permite micșorarea ȋnaltimii podelei din spațiul util, pentru a crește ȋnalțimea interioarã, fara a
se mãri ȋnalțimea totalã a autovehiculului;
– o mai bunã ȋncalzire a habitaclului, datorat lungimii reduse a traseului de ȋncãlzire;
– traseul sist emului de evacuare este mult mai lung, avand un spațiu suficient pentru convertizoarele
catalitice.

33
De asemenea soluția de organizare „totul fațã”, prezintã și unele dezavantaje:

– motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
– manevrarea mai obositoare a volanului;
– pãtrunderea gazelor de motor ȋn caroserie;
– uzura mãrita a pneurilor din fațã.

Fațã de cele menționate mai sus, ȋn urma analizei constructive, dimensionale, masice și energetice, la
modelele similare alese se poate aprecia cã modelul preferențial adoptat, modelul numarul 4 (Iveco
Daily), poate fi considerat drept model preferențial, ȋn sensul cã la predeterminarea parametrilor
dimensionali și masici, cât și la stabilirea solutiei de organizare generala a autoutilitarei impusã prin
temã, se va ține cont, cu precãdere, de valorile și soluția de organizare generalã existentã la acest mo del
preferențial.
De asemenea sistemul de suspensie care echipeazã puntea fațã de tip fractionatã cu mecanism
patrulater prezintã, arc barã torsiune, amortizoare telescopice hidraulice si barã stabilizatoare, aceste
setãri generând mai mult spațiu ȋn comp artimentul motor și oferã o metodã ușoarã de a seta geometria
suspensiei.

1.2 Determinarea mãrimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse prin temã

1.2.1. Stabilirea principalilor parametrii dimensionali și masici ai autoutilitarei, precum și a
subansambluril or componente ale acesteia

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac
referire la dimensiunile de gabarit, dimensiunile care reflectã oragnizarea autovehiculului și cele care
reflectã capacitatea de trecere a acestuia.
Dimensiunile de gabarit sunt: lungimea totalã ( La), lãțimea totalã ( la) și ȋnãlțimea
autovehiculului( Ha). Dimensiunile care reflectã organizarea autovehiculului sunt: ampatamentul ( L),
ecartamentul fațã/spate ( E1/E2), consola fa țã/spate ( C1/C2).
Unul din primii parametrii predeterminați va fi ampatamentul , acest parametru care face parte din
categoria dimensiunilor ce reflectã organizarea automobilului și a cãrei valoare este influențatã de mãrimea
sarcinii utile transportate.
Ȋn prezentarea histogramei din figura 1.6. va rezulta cã se poate adopta valoarea ampatamentului ,
L=3000 mm , o valoare medie a intervalului (3000 -3100) mm întâlnitã la majoritatea modelelor similare
analizate.

34
În cazul consolei fațã , din histograma prezentat ã ȋn figura 1.7. va rezulta c ã intervalul în care se
regãsesc cele mai multe valori este (950 -1000 mm) de unde rezult ã C1=1000 mm .
Valoarea mãrimii consolei spate va influența volumul util al furgonului, drept urmare și valoarea
sarcinii utile tr ansportate.
Conform analizei histogramei prezentată ȋn figura 1.8. rezultã cã intervalul (1000 -1100) mm se
regãsește la majoritatea valorilor consolei spate de la modelele similare.
Din aceastã cauzã și pentru modelul impus prin temã vom adopta o valoare cãtre limita superioarã a
acestui interval, C2=1080 mm .
Rezultã valoarea lungimii totale predeterminate a autoutilitarei:

La = L+C 1+C2= 3000+1000+1080 mm, [8] (1.3)
La= 5080 mm
Lãțimea totalã a autoutilitarei va avea o valoare cuprinsã în intervalul restrâns întâlnit la modelele
similare (1950 -2100) mm.
Ca urmare a histogramei din figura 1.2. valoarea de la=2000 mm caracterizeazã tendința prezentã la
majoritatea modelelor simil are.
Valoarea înălțimii totale a autoutilitarei va influența, de asemenea, volumul spațiului util.
De aceea în conformitate cu histograma prezentatã in conformitate cu figura 1.3. . Se va adopta
valoarea Ha=2300 mm , valoare medie a intervalului restrâns (2232 -2280) ȋn care se regãsesc majoritatea
valorilor întâlnite la modelele similare.
Valorile ecartamentului fațã și spate sunt corelate cu valoarea lãțimii totale adoptate precum și cu
valoarea lãțimii anvelopelor montate la cele două punți.
Dupa analiza histogramelor din figurile 1.4. și 1.5. a rezultat cã ȋn intervalul (1700 -1750) se regãsesc
majoritatea valorilor întâlnite la modelele similare , tocmai de aceea și in cazul autoutilitarei impuse prin
temã vom ado pta valoarea comună E1=E2=1730 mm .
Dimensiunile exterioare si cele care reflectã organizarea modelului similar ales sunt:

– Lungimea total ã, La=5080 mm
– Lãțimea total ã, la=2000 mm
– Înãlțimea total ã, Ha=2300 mm
– Ampatamentul, L=3000 mm
– Consola fa țã , C1=1000 mm
– Consola spate, C2=1080 mm
– Ecartamentul fa țã/spate, E1=E2=1730 mm .

35
Reprezentarea graficã a acestor parametrii dimensionali se poate observa ȋn planșa nr 2.
Principalii parametrii masici sunt caracterizați de:

– masa proprie ( m0);
– masa utilã nominalã ( mun);
– masa totalã maximã constructivã ( man).
Masa proprie va avea valoarea predeterminatã m 0= 1900 Kg având ȋn vedere reprezentarea
repartiției maselor proprii de la modelele similare din histograma prezentatã ȋn figura 1.9.
Aceast ã valoare este o medie a i ntervalului (1800 -2000) Kg întâlnit la majoritatea modelelor
similare.
Masa utilã nominalã , conform datelor inițiale impuse în tema de proiect, trebuie sa fie =1600
Kg.Vom adopta valoarea =1600 Kg .
Drept urmare va rezulta valoarea total ã maxim ã constructiv ã a autoutilitarei:

+
= 1900+1600=3500 Kg .

1.2.1.Stabilirea parametrilor dimensionali și masici ai principalelor co mponente
ale autovehiculului, [5 ]

Parametri dimensionali și masici ai subansamblurilor influențeaz ã direct poziția centrului de greutate
și încãrcãrile pe punți. Ponderile maselor subansamblurilor autoutilitarei se vor raporta la masa proprie.
Pentru a determina parametrii masici ai subansamblurilor se va folosi tabelul cu ponderea maselor
subansamblurilor autovehiculelor, prezentat in [5 ]. La alegerea ponderii masice trebuie sã se ținã seama de
particularitãțile constructive atât ale autovehiculului cât și ale subansamblului respectiv.
Capacitatea cilin drica a motorului este un criteriu dupa care se apreciaza masa motorului. Pentru
modelul de referințã adoptat, respectiv Iveco Daily, capacitatea cilindricã a motorului este de 2287 cm3, iar
masa motorului complet echipat este de 245 kg. Masa unei roți es te de 15 kg. Se constatã cã aceste valori se
ȋncadreazã ȋn intervalele recomandate pentru ponderile masice, ceea ce mi -a permis sa adopt valorile din
tabel.

36

Tabelul 1.7 .Ponderile maselor principalelor subansambluri ale autovehiculului de proiec tat,[5 ]
Nr.
Crt. Denumire
subansamblu Ponderea
masică
[%] Masa
subansamblu
rotunjită [kg]
1 Motor 13,2 250
2 Ambreiaj 1 20
3 Schimbător de viteze 2,6 50
4 Punte față si suspensie fata 8,2 155
5 Punte spate si suspensie spate 5,2 100
6 Roată de rezervă 0,9 17
7 Bateria de acumulator și instalația electrică 1,1 21
8 Rezervor de combustibil 3,9 74
9 Radiator 1,3 25
10 Caroserie (cadru+cabină+furgon+sistem de evacuare +
sistem electric) 56,2 1068
11 Roți față 3,2 60
12 Roți spate 3,2 60
Masa proprie 100 1900

Odatã cu predeterminarea masei subansamblurilor trebuie sã se evalueze și dimensiunile lor de
gabarit sau niște dimensiuni caracteristice. În acest scop trebuie sã se recurgã la datele de la modelele
similare , preluate fie din diverse tipuri de documentație , fie prin mãsurãtori directe. În cadrul firmelor,
existã documentația necesarã pentru produsele lor, iar pentru alte modele similare se recurge la efectuarea de
încercãri minuțioase și apoi , dupã posibilit ãți, se determinã direct masele și dimensiunile lor.

37
Paralelipipedul dreptunghic ȋn care se ȋncadreaza motorul de Iveco Daily are dimensiunile: L=620
mm, l=530 mm, h=803 mm.

1.2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util [5 ]
Predetermin area formei și a dimensiunilor interiorului postului de conducere

Organizarea și dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru
pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verificã cu ajutorul manechinului bidimensional.
Dimensiunile și forma postului de conducere trebuie s ã ofere ergonomie și vizibilitate foarte bune,
precum sã asigure un nivel de confort ridicat, cu atât mai mult ȋn cazul tipului de autovehicul ce se
proiecteazã, acesta fiind destinat ȋn principal pentru parcurgerea de distanțe medii sau mari. Drept urmare
este vorba de un șofer profesionist, care petrece mult timp conducând. De asemenea comenzile principale
ale autoutilitarei trebuie sa fie organizate ȋn așa fel ȋncat sã se poatã acționa facil, farã a necesita mult timp
de acomodare.
Manechinul bidimensiona l se executã la scarã din folie de dural sau plastic acrilic și reprezintã
conturul fizic al unui adult de sex masculin; constã din tors și segmentele picioarelor ansamblate cu
articulații prev ãzute cu scãri pentru mãsurarea unghiurilor.
Conducãtorului aut outilitarei trebuie sã i se asigure un spațiu și o poziție corespunzãtoare, astfel:
postura sã fie comod fiziologic, sã nu producã obosealã excesivã și ȋmbolnãvire, sã existe libertate de
mișcare pentru acționarea volanului, manetelor de comandã și pedalel or, care trebuie sã fie accesibile și
plasate astfel ȋncât solicitãrile conducãtorului sã fie minime, ȋn același timp asigurând o vizibilitate
corespunzãtoare.
Caracteristicile geometrice ale postului de conducere sunt definite ȋn raport cu punctul R, aces ta
reprezentând centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional conform STAS R
10666/3 -76.Dimensiunile postului de conducere sunt mãsurate ȋn raport cu planele zero vertical și orizontal
ale caroseriei, poziția nominalã a vehiculului f iind definitã cu ajutorul ȋnãlțimilor punctelor de referințã fațã
și spate ale caroseriei. Dimensiunile din interior sunt mãsurate cu scaunul conducãtorului reglat ȋn poziție
normalã de conducere (cel mai retras și cel mai jos).

Figura 1.12. Schema privi nd dimensiunile postului de conducere conform STAS R 10666/1 -76

38

Dimensiunilor postului de conducere și dispunerea organelor de comandă se stabilesc, conform [5 ],
în concordanțã cu STAS R 10666/1 -76. Elementele geometrice privitoare la o serie de lungimi și unghiuri se
aleg potrivit cu indicațiile din standard incluse în tabele sub forma unor intervale, limite inferioare sau limite
superioare.

Tabelul 1.8. Valorile pentru unghiurile și lungimile postului de conducere
Nr.
Crt. Dimensiunea Limite de
variaț ie STAS
12618 -88 Valori
adoptate
1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β [°] 9..33 18
2. Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului,
Hz [mm] 130..520 530
3. Cursa orizontală a punctului R [mm] min. 130 749
4. Diametrul volanului D [mm] 330…600 373
5. Unghiul de înclinare a volanului α [°] 10…70 43
6. Distanța orizontală între centrul volanului și punctul
călcâiului ,W z [mm] 152…660 250
7. Distanța verticală între centrul volanului și centrul
călcâiului, W z [mm] 530…838 757

Pentru stabilirea acestor dimensiuni se constituie manechine bidimensionale și tridimensionale care
se amplaseazã pe locurile ce urmeazã a fi ocupate de cãtre pasageri. Ȋn urma determinãrilor antropometrice
se stabilesc așa numitele grupe dimensionale r eprezentative. Grupa reprezentativã x% (0<x<100) este
definitã de o persoanã reprezentativã având unele dimensiuni ale corpului mai mari decât dimensiunile
corespunzãtoare a x% persoane din ȋntreaga populație adultã. Astfel x% din populația adultã reprezin tã
dimensiunile respective mai mici sau cel mult egale cu cele ale persoanei respective. Drept urmare utilizarea
unui manechin 50% ȋnseamnã cã 50% din populație reprezintã dimensiuni mai mici sau egale cu ale acestui
manechin.

Conform standardelor pentr u România STAS R 10666/3 -76 sunt avute ȋn vedere trei grupe
reprezentative: 10%, 50% respectiv 90%, pentru toate cele trei grupe reprezentative lungimea torsului este
aceeasi, diferențe apar la lungi mile coapselor (vezi figura 1.13 ).

39

Figura 1.13. Grup a de reprezentativitate pentru manechine

Manechinul bidimensional se executã la scarã și reprezintã conturul fizic al unui adult de sex
masculin; el este format din tors și segmentele picioarelor asamblate cu articulații prevãzute cu scãri pentru
mãsurare a unghiurilor.
Deoarece s -a constatat cã dimensiunile torsului variazã nesemnificativ, se folosesc trei manechini, la
care variaz ã doar lungimea picioarelor. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90
procente. Semnificația acestui p rocentaj este urmatoarea: pentru mane chinul cu procentaj 90 ȋnseamnã cã
dintr -un numãr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmentelor l s și l t mai mici sau cel mult egale cu
lungimile corespunzãtoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din
numãrul de adulți au lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzãtoare
acestei tipodimensiuni de manechin.
Conform normelor ECE -TRANS.25, spațiul vital este stabilit pentru un individ, având dimensiunile
corporale bazate pe unele studii antropometrice.
Pe baza studiilor antropometrice fãcute pentru categorii variate de populație și vârste, s -a stabilit
gradația dimensiunilor indivizilor adulți. S -a stabilit d imensiunea și masa manechinului tridimensional.

În realizarea schiței de organizare generalã ne vom folosi de manechinul bidimensional cu un grad de
reprezentativitate de 90%, ale cãrui caracteristici sunt prezentate în figura 1.14.

Tabelul 1.9 Dimensiun ile tipodimensiunilor manechinelor bidimensionale
Tipodimensiunea manechinului
[procentaje] 10 50 90
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456

40
Ȋn figurile de mai jos este prezentat manechinul bidimensional și poziția acestuia la postul de
conducere.

Figura 1.14
Manechinul bidimensional

Figura 1.15 Manechinul bidimensional la postul de conducere
Predeterminarea formei și a dimensiunilor cabinei și a compartimentului de marf ã

Dupã ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, ȋn continuare se va
face dimensionarea cabinei. La stabilirea formei și dimensiunilor cabinei se are ȋn vedere asigurarea unei
bune vizibilitați asupra drumului și a unei cât mai b une ergonomii a principalelor comenzi. Ȋn legaturã cu
amplasarea comenzilor manuale se ține cont de standardul SR ISO 4040: 1995 “Vehicule rutiere.Localizarea
comenzilor manuale, indicatorilor și martorilor”. Cum spune și titlul ȋn standard sunt date recom andãri și ȋn
legãturã cu plasarea aparatelor de bord pentru a se asigura o bunã vizibilitate acestora.
Din punct de vedere al spațiului, autoutilitara este ȋmparțitã ȋn douã volume, primul cuprinde
compartimentul motor, iar al doilea conține cabina postul ui de conducere și ȋn spatele ei, compartimentul de
marfã. Ȋn cabinã pot lua loc, conducatorul auto ș ȋncã doi ȋnsoțitori ȋn condiții de confort, farã sã fie nevoie
de o subdimensionare a scaunelor celor doi pasageri, deoarece dimensiunile habitaclului sun t destul de
generoase.

41
Forma cabinei determinatã ȋn aceastã etapã a proiectului poate fi modificatã ulterior pe baza unor
criterii de organizare generalã sau de aerodinamicã.
Ȋn cazul autovehiculelor utilitare stabilirea spațiului util, este dependent ȋn tr-o mãsura hotãrâtoare de
tipul acetora. Spațiul pentru transportul mãrfurilor este situate ȋn spatele cabinei, având o formã regulate
pentru o folosire cât mai eficientã și un volum de 8,3 m3.
Tot pentru postul de conducere, ȋn cadrul cabinei, se va fa ce o verificare conform STAS R 10666/2 –
76 pentru grupele dimensionale repr ezentative 10% și 50% ale manechinului ȋn pozițiile externe ale
scaunului.
Deoarece postul de conducere a fost proiectat cu ajutorul manechinului 90%, ȋn continuare
verificarea se v a face pentru grupele 10% și 50%.

Figura 1.16 Determinarea formei cabinei și verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10%
respectiv 50%.

42

Figura 1.17 Dimensiunile (cabinei vedere de sus)

Figura 1.18 Amplasarea pedalelor de comandã

1.2.3. Întocmirea schiței de organizare generalã și determinarea poziției centrului de
greutate. Alegerea pneurilor

Realizarea schiței de organizare generalã se face ținând cont de soluția constructivã aleasã, în cazul
de fațã soluția ,,totul fațã’’ cu motorul și schimbãtorul poziționate transversal și înclinate sub un anumit
unghi care va permite amplasarea lor farã a pãtrunde în spațiul cabinei. În schița de organizare generalã,

43
principalele elemente sunt reprezentate la scarã sub forma para lelipipedului ȋn care se ȋncadreaza respectivul
element. Soluția de organizare generalã trebuie sã asigure o repartiție a maselor pe punți cât mai
convenabilã, sã permitã obținerea unui spațiu util cât mai mare și sã îndeplineascã alte condiții riguroase d e
siguranțã, economicitate și confort.
Ventilatorul radiatorului amplasat în fațã, nu mai poate fi acționat direct de la motor ci va trebui sã
fie acționat de un motor electric. Se observã de asemenea, cã accesul la motor, în acest caz, este mai ușor
decât în cazul soluției clasice datoritã poziției avansate a motorului și înclinarea acestuia. Bateria de
acumulatori se aflã într -o zon ã protejatã și aproape de motor, astfel cãderea de tensiune pe cablurile de la
baterie la demaror este micã. Roata de rezerv ã este poziționatã în zona consolei din spate, sub podeaua
autofurgonului. Rezervorul de combustibil va fi plasat sub banchetã în partea dreapta a autovehiculului
pentru a nu afecta înãlțimea spațiului util.
Schița de organizare generalã rezultatã este pr ezentat ã mai jos în figura, 1.19 , iar desenul de
organizare generala a autoutilitarei cu detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului și cu precizarea
dimensiunilor de legãturã a (sub)ansamblului cu restul autovehiculului este prezentatã ȋn planșa nu marul 1.

44

1.19. Schița de organizare generalã

45
1.2.4. Determinarea poziției centrului de greutate al autovehiculului pentru diverse st ãri
de înc ãrcare, [4]

Pentru determinarea poziției centrului de masã al autovehiculului este necesarã cunoașterea pozițiilor
centrelor de greutate ale subansamblurilor autovehiculului și ale încãrcãturii. Pentru fiecare subansamblu în
vederea din profil se delimiteazã din suprafața sa porțiuni care se asimileazã cu dreptunghiuri sau trapeze.
Pentru fiecare din suprafețele aferente acestor se poziționeazã centrul de greutate. Pentru simplitate, se
considerã ca centrul de greutate se aflã la intersecția diagonalelor figurii respective.
Se alege un sistem de ax e de coordonate xoz (figura 1.19 .) cu originea în centrul petei de contact cu
solul al rotilor punții fațã astfel:
− axa ox este axa orizontalã și orientatã spre spatele autovehiculului ;
− axa oz este axa verticalã, trece prin centrul punții fațã și este orientatã ȋn sus.
Poziția centrului de greutate se determinã în douã situații:
− autovehiculul complet desc ãrcat doar cu conducãtor și aceastã poziție va fi notatã cu
indicele 0;
− autovehiculul complet încãrcat, poziția fiind notatã cu indicele 1,
Coordonatele centrului de greutate vor fi calculate cu relațiile:
∑
∑ , ̅̅̅̅̅̅ (1.11)
∑
∑ , ̅̅̅̅̅̅ (1.12)
unde:
− reprezintã masa subansamblului j;
− reprezintã numărul de subansambluri;
− reprezintã coordonata pe axa ox a subansamblului j;
− reprezintã coordonata pe axa oz a subansamblului j.

46
Tabelul 1.10 . Coordonatele centrului de masã pentru diferite subansamble si pentru autoutilitarã, ȋn cele 2
stãri de ȋncãrcare
Nr.
Crt. Denumire
subansamblu mj
[kg] Coordonatele centrului mjxj
[kgmm] mjzj
[kgmm] xj [mm] zj [mm]
1 Motor 250 -383 667 -95750 166750
2 Ambreiaj 20 -405 482 -8100 9640
3 Schimbător de viteze 50 -232 410 -11600 20500
4 Punte față cu sistem de direcție 155 0 679 0 105245
5 Punte spate 100 3000 286 300000 28600
6 Roatã de rezervã 20 3449 400 58633 6800
7 Bateria de acumulatori 20 -339 1143 -7119 24003
8 Rezervor de combustibil 75 989 518 73186 38332
9 Radiator 25 -722 677 -18050 16925
10 Roți fațã 60 0 358 0 21480
11 Roți spate 60 3000 358 180000 21480
12 Caroserie
(cadru+cabinã+furgon+sistem de
evacuare)
1065
2036
1510
2174448
1612680
∑ 1975 xg0=1393 zg0=1091 2645648 2072435
13 Conducãtor auto+2 însoțitori 75 921 1341 194331 282951
14 Masa utilã 1450 2611 1381 3365579 1780109
∑ 3500 xg=1825 zg=1216 6387500 2063060

Coordonatele centrului de greutate pentru autovehiculul neîncãrcat sunt:
, (1.13)
, (1.14)
; (1.15)

unde L reprezintã ampatamentul; a 0, a – distanțele de la axul punții fațã pânã la centrul de greutate al
autovehiculului în situațiile complet descãrcat respectiv încãrcat; b 0, b – distanțele de la axul punții spate
pânã la centrul de greutate al autovehiculului în situațiile complet descãrcat respectiv încãrcat.

Coordonatele centrului de greutate pentru autovehiculul încãrcat sunt:

47
(1.16)

b , (1.17)

; (1.18)

În urma calculelor se obțin coordonatele centrelor de greutate pentru autovehiculul desc ãrcat și
complet în cãrcat. Aceste rezult ate se vor trece in tabelul 1.1 1 pentru cele douã cazuri.

Tabelul 1.11. Coordonatele centrului de mas ã pentru cele dou ã stãri de înc ãrcare

Starea de
încărcare ∑
[kg] a0 b0 hg0
a b hg
[mm] [mm] [mm]
Descărcat 1900 1393 1608 1091
Încărcat 3400 1825 1175 1216

Determinarea înc ãrcãrilor statice pe punți

Distribuția încãrcãrilor la punți influențeazã hotãrâtor performanțele de tracțiune, stabilitatea,
maniabilitatea și confortul la oscilații. Din punct de vedere al tracțiunii, la puntea motoare încãrcarea static ã
mare este avantajoasã.
Pentru a se asigura stabilitatea și maniabilitatea corespunzãtoare trebuie ca încãrcãrile la punți sã fie astfel
încât autovehiculul sã prezinte caracter subvi rator. Confortul la oscilații este influențat de distribuția masei
autovehiculului evidențiatã prin poziția centrului de greutate și de momente de inerție ale acesteia astfel
încât numai cunoașterea încãrcãrilor la punți nu este suficientã pentru a face ap recieri în acest sens. La
realizarea organizãrii generale s -a ținut cont cã, atunci când autoutilitara este neîncãrcatã, la puntea din
spate încãrcarea s ã nu scadã mult fațã de valoare de 50%.
Având poziția centrului de greutate se calculeazã încãrcãril e nominale și relative la punți cu
urmãtoarele relații de calcul:

,
;
[ ],
[ ], (1.19)

,
;
[ ],
[ ], (1.20)

48
În care este greutatea autovehiculului în ordine de mers , iar este greutatea totalã maximã
constructivã a autovehiculului.
În tabelul 1.12 sunt prezentate valorile încãrcãrilor la punți nominale și relative pentru cazul când
autovehiculul este complet descãr cat și când este complet încãrcat.

Tabelul 1.12 . Încãrcãrile nominale și relative la cele douã punți ale autovehiculului

Starea de
încărcare ∑
[kg]
[daN]
[daN]
[%]
[%]
Descărcat 1975 1059 916 53,6 46,4
Încărcat 3500 1435 2065 40,94 59,06

1.2.5.Alegerea pneurilor , [14]

Alegerea pneurilor trebuie sã respecte recomandãrile producãtorilor auto, ȋn ceea ce privește
dimensiunile și modul de exploatare a acestora.Pentru a alege un pneu cu caracteristici funcționale
adecvate, este necesar sã se acorde atenție unor serii de criterii importante.
Pe langa acestea, existã diferite standarde de verificare și fabricare a pneurilor. Ȋn Europa existã
“European Tyre and Rim Technical Organization – ETRTO” organizația tehnicã europeanã pentru anvelope
și jante, pentru a specifica și armoniza dimensiunile jantelor și pneurilor asociate acestora ȋn toatã Uniunea
Europeana. Dimensiunile ETRTO se aplicã jantei și anvelopele pentru vehiculele de toate tipurile, inclusiv
biciclete.
Pentru siguranța deplasãrilor, este indispensabil ca autovehiculul sã fie dotat cu anvelope de aceeasi
marcã și tip pentru toate roțile, nefiind nevoie de pneuri pentru roți jumelate, ȋn cazul modelelor similare
nefiind autovehicul cu acest tip de roți.
O caracteristicã esențialã a unui pneu o reprezintã capacitatea portantã, care este definitã prin
încãrcarea radialã maximã suportatã de acesta. La aceastã încãrcare se asigurã rularea în condiții de
siguranțã pentru un parcurs dat, în condiții precizate de constructor. Încãrcarea normalã maximã a roții
constituie criteriul principal de alegere a pneurilor de autovehicul. Fiind ales numãrul de pneuri la fiecare
punte, încãrcarea staticã pe pneu corespunzãtoare sarcinii utile maxime calculate a autovehicululu i va fi:

49

, ̅̅̅̅̅̅ , (1.21)
unde
Gj – încãrcarea staticã a punții j;
Npnj – numãrul de pneuri la puntea j;
Np – numãrul de punți.

Efectuând calculele încãrcãrile statice la cele dou ã punți vor fi:
− la puntea fațã
;
− la puntea spate
.
Capacitatea portantã necesarã a pneului (în general se recomandã sã se utilizeze pneuri de aceeași
tipo-dimensiune la toate punțile) definitã ca fiind încãrcarea radialã maximã suportatã de acesta va fi:
( )
, (1.22)
unde pentru autoturisme și pentru autocamioane și autobuze.
Ȋncãrcarea staticã este mai mare la puntea spate rezultã capacitatea portantã necesarã:
.
Din standarde, norme,sau cataloage de firmã se alege pneul cu capacitatea portantã astfel ca
(se înțelege cã trebuie sã fie cât mai aproape de ).
Alegerea anvelopelor se va face pe baza unui catalog al producãtorului de anvelope Continental.
Aceste anvelope prezint ã un certificat de omologare “E2”, din partea (UNECE ) – “Uniform provisions
concerning the approval of pneumatic tyres for commercial vehicles and their trailers”. La ȋncãrcarea
maximã impusã prin tema pentru anvelopa autoutilitarei, anume 1004 daN, se poate alege anvelopa produsã
de Continental cu indicele de sarcinã 110, pentru mai multã siguranțã.

50

Figura 1.20 . Citirea corect ã a anvelopei , [14]

Drept urmare, se alege modelul “Continental Vancontact 4season 215/75/ R16C 113/R All season”:

Figura 1.21 .Modelul de anvelopã ales , [14]

Specifica ții:
– simbolizare: 205/75/R16;
– indice sarcinã: 113;
– indice vitezã: R;
– clasã eficiențã consum: C;
– clasã aderențã pe suprafețe umede: A;
– tip vehicul: autoutilitarã;

51
– nivel zgomot: 73 dB;
– profil: „Vancontact 4season”.
Dimensiuni:
– lãțimea secțiunii anvelopei: mm;
– seria anvelopei: (
) rezultã cã înãlțimea secțiunii anvelopei va fi:
mm;
– diametru (inch): 16;
– construcția anvelopei: radialã -R.

Figura 1.22 . Principalele caracateristici ale pneului , [14]

Observãm cã pneul ales se ȋncadreaza ȋn clasa C, asta simbolizând coeficientul de rezistențã la rulare.
Conform noilor reglementãri introduse ȋn anul 2012, pe tot teritoriul Uniunii Europene a fost
introdus sistemul de etichetare a anvelopelor, care conferã importante informații de siguranțã și de mediu
pentru fiecare anvelopã. Aceasta ne permite sa comparãm anvelopele ȋn funcție de aderența pe ca rosabil
umed, eficiența consumului de carburant și nivelul de zgomot produs la rulare, acesta fiind de 73 dB ȋn cazul
pneului ales.
Eticheta se aplicã direct pe anvelopã, conform legii Uniunii Europene, pentru etichetarea
anvelopelor.
Presiunea din pneu c are trebuie respectatã este cea recomandatã de constructorul autovehiculului.
Aceasta poate fi menționatã :
– pe ușa vehiculului ori pe capacul rezervorului de carburant;
– ȋn manualul de utilizare al automobilului;

52
– ȋn recomandãrile constructorului.

Pe autocolantul sau tãblița ce provin de la constructorul autovehiculului sunt menționate
valorile presiunii ȋn funcție de:
– mãrimea jantelor;
– tipul pneurilor;
– ȋncarcarea maximã.

Figura 1.23 . Tabel presiuni pentru pneuri fa țã și spate , [14]
Janta pe care se monteazã anvelopa 205/75/R16 este o jantã din oțel cu dimensiunea de 16
inch.

Figura 1.24 .Jantã oțel 16 inch , [14]

53

Figura 1.25 . Jante și anvelope standard recomandate , [14]

Capitolul II

Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru
suspensia punții din fațã. Alegerea justificatã și definitivarea
soluț iei tehnice pentru suspensie , [1], [9], [10], [12]

54

2.1. Definiția și rolul sistemului de suspensie

La deplasarea automobilului pe o cale de rulare, denivelãrile acesteia produc oscilații ale roților care
se transmit punților. Suspensia realizeazã legãtura elasticã cu amortizare între punțile automobilului (masa
nesuspendatã) și cadru sau caroserie (masa suspendatã), având ca roluri principale micșorarea sarcinilor
dinamice și amortizarea vibrațiilor rezultate în urma interacțiunii dintre roți și calea de rulare.
Suspensia determinã ȋn principal confortabilitatea automobilului, adicã proprietatea acestuia de a
circula timp îndelungat cu viteze permise de caracteristicile dinamice, farã ca pasagerii sã aibã senzații
neplãcute sau sã oboseascã repede și farã ca automobilul și marfa transportatã sã fie deteriorate. În plus,
imprimând caracterul dorit oscilațiilor, suspensi a împreunã cu mecanismele punților influențeazã
stabilitatea, maniabilitatea și manevrabilitatea automobilului (elemente care împreunã definesc ținuta de
drum a automobilului).
Vibrațiile transmise de cãtre calea de rulare, la o anumitã frecvențã, oamenil or aflați în autovehicul
conduc în funcție de amplitudinea accelerației pe verticalã și timpul de expunere la stare de disconfort,
obosealã sau chiar pot afecta sãnãtatea.
Dacã pentru construcția unor tipuri de autovehicule se poate trece și peste pragul de 4 Hz, în cazul în
care timpul de expunere al conducãtorului este limitat, pentru automobilul de proiectat este recomandat ca
acest lucru sã nu se întâmple, având în vedere cã modul de exploatare poate impune curse medii sau lungi
fărã oprire în timpul c ãrora conducãtorul auto este expus vibrațiilor pe perioade îndelungate.
Suspensia imprimã caracterul dorit oscilațiilor și împreunã cu componentele punții determinã
stabilitatea și maniabilitatea vehiculului.
Condițiile principale impuse suspensiei sunt:
● amplitudinea masei suspendate cât mai redusã – se realizeazã reducerea masei nesuspendate, de unde
rezultã avantajele punților fracționate fațã de punțile rigide;

● pulsația oscilațiilor proprii ale sistemului cât mai mici – se realizeazã prin reducerea rigiditãții
elementului elastic ;se adoptã oscilații verticale acceptabile cu perioada cuprinsã între 1 s si 0,5 s,
corespunzãtoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 … 7 m/s;

55
● rigiditatea suspensiei punții din fațã sã fie mai micã decât cea a punții din s pate pentru a reduce
oscilațiile de tangaj;
● pãstrarea neschimbatã a caracteristicilor suspensiei când masa suspendatã se modificã – se realizeazã
prin modificarea rigiditãții arcurilor cu creșterea sarcinilor, fapt ce relevã interesul pentru suspensiile
progresive;
● asigurarea unei amortizãri suficiente (dupã o perioadã amplitudinile sã se micșoreze de 3 … 8 ori) ;
sarcinile dinamice transmise masei suspendate sã nu fie prea mari, iar roțile sã p ãstreze permanent
contactul cu calea de rulare.
Putem spune cã suspensia are urmãtoarele funcții principale: poartã masa suspendatã a automobilului,
asigurã un contact permanent între pneuri și calea de rulare, izoleazã masa suspendatã de perturbațiile
generate de interacțiunea pneurilor cu calea de rulare
Amortizorul din suspensie este eficient pentru frecven țe între 0 -20 Hz, iar oscilațiile ce depãșesc limita
superioarã a intervalului sunt atenuate de pneu, care este singurul element din ansamblul autovehiculului ce
amortizeazã vibrațiile cu asemenea frecve nțe.

2.2 Clasificarea suspensiilor și încadrarea subansamblului de proiectat în anumite
categorii

Clasificarea suspensiilor se face după următoarele criterii:
A. Tipul punții pe care este montatã suspensia:
– suspensii dependente pentru punțile rigide;
– suspensii independente pentru punțile fracționate;
În cazul suspensiei ce se proiecteazã, aceasta este independentã, deoarece puntea fațã ce va echipa
autovehiculul este de tipul fracționatã, cu mecanism patrulater dispus transversal.
B. Tipul elementului el astic folosit:
– suspensii cu elemente elastice metalice;
– suspensii cu elemente elastice pneumatice;
– suspensii cu elemente elastice hidropneumatice;
– suspensii cu elemente elastice din cauciuc;
– suspensii cu elemente elastice mixte.
Având în vedere tema d e proiect, se poate stabili cã suspensia fațã ce se proiecteazã prezintã
elemente elastice metalice.
C. Dupã caracteristica elasticã a suspensiei:
– suspensii cu caracteristicã elasticã liniarã (fig.2.3.1.a);

56
– suspensii cu caracteristicã elasticã fr ântã (fig. 2.3.1.b);
– suspensii cu caracteristicã elasticã progresivã (fig.2.3.1.c).

Fig.2.1 Tipuri de caracteristici elastice ale suspensiilor.

În leg ãturã cu caracteristica elasticã pentru suspensia ce se proiecteazã, se va discuta mai detaliat în
cele ce urmeazã.
D. Dupã principiul de funcționare:
– suspensii pasive;
– suspensii cu roți conjugate;
– suspensii semi -active;
– suspensii active.
Suspensiile cu r oți conjugate realizeazã o legãturã între mișcãrile roților de pe aceeași parte a
automobilului în vederea reducerii mișcãrii de tangaj. Principiul suspensiilor conjugate este prezentat în
figura 2.2. Se considerã un balansier fictiv cu axul de rotație pla sat în centrul de greutate al automobilului;
astfel greutatea caroseriei se transmite roților prin acest balansier. Mișcãrile pe verticalã ale roților din fațã și
din spate ale automobilului ,ΔH, se compun prin balansier și se transmit caroseriei numai ca deplasãri
verticale de translație ΔH/2, iar tangajul este eliminat. Pentru a realiza o stabilizare longitudinalã a
caroseriei, care se gãsește de fapt în echilibru indiferent, sunt necesare arcuri de rapel. Pe acest principiu au
fost realizate suspensii cu roți conjugate.

Fig.2. 2 Suspensii conjugate – schema de principiu.

57

2.3.Soluții constructive de punți
Punți din fațã motoare
Punțile din fațã rigide cu suspensie dependentã se folosesc foarte rar la autoturisme și la autoutilitarã.
Ele se ȋntalnesc la unele autoturisme de teren.Arborele planetar este format din douã parți, una mai lungã
solidarizatã prin caneluri cu pinionul planetar și alta mai scurtã solidarizatã cu butucul roții. Ȋntre cele douã
parți este dispusã o articulație homocinetic ã.Construc ția pivotului este deosebitã, deoarece ea trebuie sã
permitã montarea arborelui planetar. O astfel de punte cu articulație bicardanicã este prezentatã in figura
2.3.3.

Figura 2.3 Punte motoare rigidã: 1 și 2 rulmenți cu ace care
flancheazã articulaț ia bicardanicã; 3 – arbore planetar; 4 – butuc roatã; 5 – fuzetã; 6 – contrapiulițã; 7
– piulițã; 8 – flansa arborelui planetar; 9 – semering; 10 – lagãr pivot superior; 11 – lagãr pivot
inferior; EG – axa piviotului cilindric fracționat.
Toate autoturisme le fabricate ȋn prezent și organizate dupã soluția compactã “totul ȋn fațã” au puntea
din fațã motoare fracționatã cu suspensie independentã.
Cel mai cunoscut tip de punte fațã fracționatã cu suspensie independentã, folosit ȋndeosebi pe
automobilele cu t racțiune pe fațã și motor transversal, se numește McPherson (este construitã pe baza
mecanismului balansier și culisa oscilantã, culisa fiind amortizorul hidraulic bitubular) aceasta fiind o punte

58
cu o singurã basculã, ȋn partea de jos și amortizorul ȋmpreuna cu arcul elicoidal dispuse coaxial sunt montate
sus, fãcând legãtura cu caroseria. Acest tip de punte cu suspensie independentã este prezentatã ȋ n figura 2.4 .

Figura 2 .4 Punte de tip McPherson cu suspensie independentã
O soluție constructivã d e punte fracționatã bazatã pe mecanismul balansier și culisa oscilantã care
folosește un arc barã de torsiune dispus longitudinal coaxial cu articulațiile cilindrice ale basculei este
prezentatã ȋn figura urmatoare (punte din fațã nemotoare).

59

Figura.2.5 . Punte fațã nemotoare construitã pe baza mecanismului balansier și culisa oscilantã cu
suspensie cu barã de torsiune dispusã longitudinal.
Punțile fațã de tip McPherson asigurã o distanțã mare ȋntre aripile interioare ale roților din fațã, iar
amplasarea transversalã a motorului pentru organizarea “totul fațã” se realizeazã cu ușurințã.
O altã soluție constructivã este puntea fracționatã cu mecanism patrulater transversal (se mai
numește Double Wishbone ) și suspensie independentã. Cele douã bascule sunt articulate cilindric de
caroserie și prin pivoți sferici cu fuzetã, arcul, cel mai adesea elicoidal putând fi montat fie pe bascula
superioarã (permite trecerea arborelui plan etar ȋn cazul tracțiunii fațã), fie pe bascula inferioarã (ȋn cazul
tracțiunii pe puntea din spate). Ȋn figura urmatoare se prezintã modelul constructiv al unei astfel de punți.

Figura. 2.6 Punte Double Wishbone cu suspensie independentã

60
Ȋn figura 2.7 se prezintã construcția unei punți motoare fațã fracționate, cu mecanism patrulater
transversal, cu brațe neegale scurte (se creeazã astfel un spațiu larg ȋntre pasajele roților pentru amplasarea
transversala a motorului), brațul triunghiular superior fiin d la un nivel ridicat fațã de nivelul brațului inferior
și ȋmpins spre exterior astfel ȋncat pivotul superior este deasupra pneului, aș a cum se vede din figura 2.7 .
Brațul inferior este drept, montat ȋnclinat spre spate și dublat de un tirant. Ansamblul el astoamortizor al
suspensiei este montat ȋn planul transversal al axei roților, trece prin decuparea centralã a brațului
triunghiular superior, iar partea de jos a amortizorului se asambleazã cu brațul inferior printr -o piesã ȋn
formã de furcã pentru a perm ite montarea arborelui planetar.

Figura.2.7 PMF fracționatã cu mecanism patrulater transversal, cu basculã superioara ridicatã astfel ca
pivotul superior este deasupra roții din fațã : 1 – ansamblu elasto -amortizor, 2 – braț triunghiular superior, 3
– pivot superior, 4 – tirant, 5 – braț inferior.

Puntea fațã fracționatã cu mecanism patrulater spațial (basculã superioarã dispusã ȋnclinat spre
panoul desparțitor dintre compartimentul motor și habitaclu este ridicatã și decuplatã de fuzetã, articularea ei
cu fuzeta este realizatã cu o semiportfuzetã, iar pivotul sferic dintre aceasta și fuzetã este foarte apropiat de
roatã) marește distanța transversalã dintre aripi și permite amplasarea transversalã a motoru lui. O astfel de
punte este prezentatã ȋ n figura 2.8 . Se remarcã folosirea unui arc elicoidal conic montat pe bascula
superioarã.

61

Figura.2.8 Punte fațã motoare, cu mecanism patrulater transversal spațial: 1 – ansamblu elastoamortizor, 2 –
braț superior , 3 – pivot cilindric , 4 – semiportfuzetã superioarã, 5 – braț triunghiular inferior, 6 – arbore
planetar, 7 – fuzetã.
PMF fracționatã cu mecanism patrulater spațial combinã avantaje ale mecanismului patrulater
transversal cu brațe triunghiulare suprapuse c u cele ale mecanismului cu balansier și culisã oscilantã
(McPherson).
Constrâns de soluția de organizare adoptatã, “totul ȋn fațã” cu grupul motor -transmisie dispus
transversal, care necesitã un spațiu cât mai larg ȋntre pasajele roților din fațã și cautând sã ȋmbunãtațeascã
stabilitatea rulãrii roților din fațã și confortul la manevrarea volanului, constructorul a adoptat un mecanism
patrulater spațial cu semiportfuzetã superioarã. Brațul tringhiular inferior nesimetric are articulația din fațã
cu structura portantã cilindricã, iar cea din spate axialã oscilantã și este art iculat printr -un pivot sferic cu
brațul inferior al fuzetei. Brațul superior al mecanismului de ghidare este ridicat deasupra nivelului roții și
este dispus pe diagonalã (ȋnclinat spre spate). El este drept, forjat din oțel asemenea bielei din MAI și este
articulat cilindric prin douã articulații lungi cu structura portantã și cu semiportfuzeta superioarã, fiind astfel
capabil sã preia forțele longitudinale și transversale.
Semiportfuzeta superioarã este articulatã printr -un pivot cilindric cu brațul super ior al fuzetei. Axa de
bracare a roții definitã de centrul pivotului sferic dintre brațul triunghiular inferior și fuzetã și pivotul
cilindric dintre semiportfuzetã și fuzeta este foarte apropiatã de centrul roții, iar unghiul de ȋnclinare
transversalã al pivotului are o valoare mai micã fațã de puntea McPherson. Blocul elastoamortizor al
suspensiei este format dintr -un arc elicoidal conic și un amortizor telescopic hidraulic montate coaxial și este
articulat cilindric la partea inferioarã (piciorul bloculu i) cu semiportfuzeta superioarã, iar la partea
superioarã (capul blocului) printr -o articulație axialã oscilantã de caroseria autoportantã. Prin forma sa arcul
conferã caracteristicii elastice a suspensiei un caracter neliniar progresiv și are o lungime li berã mai micã
fațã de arcul elicoidal convențional.

62
2.4. Elemente principale care intrã în compunerea suspensiei

Elementele elastice contribuie la micșorarea sarcinilor dinamice verticale, provocând oscilațiile
caroseriei de amplitudine și frecvențe cât mai suportabile pentru pasageri și care sã nu dãuneze ȋncãrcãturii
pe care o transportã.
Suspensia unui autovehicul poate avea în componențã urmãtoarele elemente:
– elemente elastice;
– amortizoare;
– tampoane limitatoare;
– bare stabilizatoare.
Suspensia re prezintã un sistem elastoamortizor situat între masa nesuspendatã, adicã puntea și masa
suspendatã, restul automobilului, și are rolul de a micșora sarcina dinamicã și de a amortiza vibrațiile
rezultate la contactul roților cu denivelările căii de rulare. Toate elementele componente ale acesteia se
monteazã deci între puntea rigidã sau mecanismul de ghidare a roții și șasiu sau caroserie, dupã cum se po ate
vedea mai jos, în figura 2.9 .

Fig. 2.9 . Montarea elementelor componente ale suspensiei :1 – roatã cu pneu,
2- mecanismul de ghidare a roții, 3 – elementele suspe nsiei, 4 – șasiu sau caroserie [1 ].

Elementele elastice

Arcul reprezintã partea elasticã din alcãtuirea suspensiei autovehiculului și are rolul de a diminua
șocul transmis de la partea nesuspendatã la partea suspendatã, care se produce la interacțiunea dintre ro ți și
calea de rulare. Acest element al suspensiei poate fi metalic sau nemetalic. Ca elemente elastice metalice
amintim de arcurile elicoidale, de cele tip barã de torsiune și d e cele lamelare.
Tot ca elemente elastice amintim și bucșele de cauciuc utilizate la prinderea brațelor suspensiei de
structura vehiculului, cu rol de atenuare a vibrațiilor (șocuri) produse la contactul vehiculului cu solul, mai
ales pe direcție longitudi nalã și lateralã. Datoritã utilizãrii bucșelor din cauciuc, dimensiunea
ampatamentului vehiculului variazã la demarare și la frânare. Apar deplasãri ale punții și atunci când existã
solicitãri transversale. Având însã în vedere cã pentru tipul autovehiculu lui ce se proiecteazã performanțele

63
de manevrabilitate nu sunt atât de importante cât confortul conducãtorului (eventual pasagerilor), sau
posibilitatea de a transporta marfa în condiții prielnice, fãrã a se provoca deteriorarea acesteia, se va neglija
variația ampatamentului și ecartamentului, precum și posibilele deplasãri ale punții.
Pneul este deasemenea un subansamblu elastic -amortizor, fãcând parte din suspensia automobilului
și contribuind la atenuarea vibrațiilor pe direcție verticalã. Pneul are car acteristicã de amortizare, dar cu
proprietãți scãzute fațã de cele a amortizorului din suspensie.

A. Arcurile lamelare:

Arcurile lamelare prezintã o construcție specificã și pot fi de mai multe tipuri. Cele mai folosite în
construcția de automobile sunt prezentate mai j os în tabelul 2.1.

Tabel 2 .1 Tipuri de arcuri lamelare, [9 ], [12]

64

Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:
– îndeplinesc singure funcțiile de element elastic al suspensiei , element de amortizare și dispozitiv de
ghidare al punții sau al roții, complet sau numai parțial (pot fi dublate de o barã de reacție);
– au o construcție simplã și ieftinã;
– se poate repara cu ușurințã.

Ca dezavantaje se menționeazã:
– masã proprie mare (este cel mai greu element elastic);
– durabilitate redusã (s -a demonstrat experimental cã rezistența la obosealã a arcului din foi este de 4 ori
mai micã decât a barei de torsiune echivalente; la automobilele obișnuite, exploatate în cond iții bune, durata
de funcționare este de 100 – 150 mii de km).

B. Arcurile elicoidale:

Arcurile elicoidale sunt foarte rãspândite datoritã avantajelor lor:
– durabilitate mare;
– masã proprie redusã;
– nu necesitã întreținere;
– execuție mai simplã.
Ele lucreazã la compresiune și au frecãri interne foarte mici. De asemenea arcurile elicoidale nu
preiau forțe longitudinale și transversale.
Tipurile constructive de arcuri elicoidale de compresiune sunt prezentate mai jos în tabelul 2.2 .

Tabelul 2. 2. Arc uri elicoidale de compresiune,[9 ],[10], [12]

65

C. Arcurile de tip barã de torsiune:
Arcul barã de torsiune are urmãtoarele avantaje:
– durabilitate ridicatã;
– valoare cea mai redusã pentru masa nesuspendatã;
– realizeazã o distribuție avantajoasã pe cadru a sarcinilor;
– frecarea internã lipsește complet;
– prezintã posibilități de reglare a punții.
Dezavantaje:
– tehnologie de execuție mai complicatã fațã de arcurile elicoidale;
– dispunere pe automobil mai incomodã și legături mai complicate cu puntea;
– necesitã lungimi mari de lucru pentru a realiza un confort cât mai bun;
Nici el nu preia forțele longitudinale și transversale de reacție și poate fi dispus longitudinal sau
transversal.
Soluții constr uctive de bare de torsiune cu diferite forme ale secțiunii transversale și diferite forme
ale capetelor de fixa re sunt prezentate în figura 2.10 , [9], [12]

66

Fig. 2.10 . Forme constructive de bare de torsiune: a) cu secțiune cilindricã și capete canelate; b) cu secțiune
cilindricã și capete hexagonale; c) cu secțiune din lamele suprapuse; d) cu secțiune din mai multe bare
circulare și capete poligonale; e) barã de torsiun e compusã ( o barã cu secțiune cilindrircã și alta cu secțiune
tubularã ) și capete canelate, [9 ], [12].

D. Arcurile pneumatice se recomandã a fi folosite la automobilele cu variații mari pentru valoarea
masei suspendate. Ele prezintã urmatoarele avantaje:
– caracteristicã elasticã neliniarã (progresivã);
– permite reglarea automatã a nivelului caroseriei fațã de sol;
– asigurã funcția de ȋngenunchere (prin evacuarea aerului din arc, caroseria se așeazã pe tampoane
și nivelul suprafeței utile se reduce permițând uș urarea operațiilor de ȋncãrcare – descãrcare);
– asigurã ȋntr -o micã mãsura stabilizarea caroseriei ȋn viraje.
Un arc pneumatic tip burduf cu trei etaje montat pe automobi l este prezentat ȋn figura 2.11 .

67
Figura 2.11 Suspensie pneumaticã cu arc tip burdu f cu trei etaje [12]

Amortizoarele

Montate în paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei, amortizoarele îndeplinesc
urmãtoarele roluri:
– transformã rapid în energie termicã energia mecanicã a oscilațiilor verticale ale masei
suspendate (caroseriei, șasiului etc.) rezultate în urma deformației suspensiei;
– diminuarea rapidã a oscilațiilor maselor nesuspendate (roți, punți etc.) pentru asigur area
continuã a contactului roților cu calea de rulare.
Efectul unui amortizor este evidențiat mai jos, în figura 2.12 .

Figura.2.12 Efectul amortizorului [12]

În urma deplasãrii peste o denivelare, arcurile și amortizoarele sunt comprimate, iar șocul produs
asupra automobilului este preluat de arcuri, care împiedicã ca masa suspendatã M 2 sã vinã în contact cu
masa nesuspendatã M 1. Masele M 1 si M 2 vor oscila în mod independent, în domenii de frecvențã diferite
(curbele cu amplitudine mai mare). Sub infl uența amortizorului, oscilațiile sunt rapid amortizate (curbele cu
amplitudine mic ã).
La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele hidraulice telescopice cu dublu
efect (realizeazã amortizarea atât la comprimare, cât și la destindere). Ele se împart în trei categorii:
– amortizoare pur hidraulice;
– amortizoare cu gaz de înaltã presiune;
– amortizoare cu gaz de joasã presiune.
Toate amortizoarele hidraulice telescopice au același principiu de lucru: la deplasarea relativã a
masei suspenda te fațã de masa nesuspendatã, lichidul vâscos din corpul amortizorului este obligat sã treacã
prin orificii cu secțiune micã, calibratã, iar datoritã frecãrii energia oscilațiilor se transformã în energie
termică.

68
Cele mai utilizate amortizoare sunt cele bitubulare. Acestea au 2 camere umplute cu ulei, spa țiul de
lucru în care se mișcã pistonul și tija sa, respectiv spațiul de compensare care se aflã între cilindrul de lucru
și tubul exterior. Spațiul de compensare este pe 2/3 umplut cu ulei.
Construcția unui amortizor bitubular pur hidraulic și a unui amortizor monotubular cu gaz (piston
flotant) este pre zentatã mai jos în figura 2.13 .

Figura. 2.13 . Construcția amortizoarelor, [12 ]
Barele stabilizatoare

Bara stabilizatoare este o barã de torsiune transversalã ȋn formã de “U”, cu capetele ancorate de
brațele punților, ghidatã pe partea transversalã pe caroserie prin bucșe de cauciuc (realizeazã o legaturã
elasticã ȋntre roțile punții) și reduce astfel oscilațiile de ruliu mãrind stabilitatea automob ilului în viraje.
Cea mai rãspânditã formã de barã stabilizatoare este cea de “U”, fixatã articulat de șasiu sau
caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate direct sau prin tije intermediare (bielete) de puntea
automobilului. Astfel masa ba rei stabilizatoare este inclusã în masa suspendatã. Când deplasãrile verticale
ale roților din stânga și din dreapta sunt egale (caroseria nu este înclinata într -o parte), bara stabilizatoare se
rotește liber în suporții de pe caroserie. La înclinarea late ralã a caroseriei, bara stabilizatoare intrã în
funcțiune rãsucindu -se și micșoreazã astfel înclinarea caroseriei.

69
Bara stabilizatoare se monteazã dacă unghiul de ruliu este mai mare de 70. Schema de montare a
barei stabilizatoare pentru puntea fracționatã motoare din fațã cu mecanism patrulater transversal a unei
autoutilitare ȋ n figura 2 .14.

Figura.2.14 Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea motoare fracționat ã din fațã cu
mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare: A -bara stabilizatoare; B – bara de torsiune
longitudinalã a suspensiei, [ 12]
Alte elemente, specifice suspensiilor cu bare de torsiune

Dupã cum s -a menționat anterior, unul din dezavantajele suspensiilor ce folosesc bara de torsiune ca
element elastic îl rep rezintã necesitatea unor soluții complicate de prindere a barelor de cadru/caroserie și de
mecanismul de ghidare a roții, precum și de asigurare a acestei asamblãri. Acest lucr u este ilustrat ȋn figura
2.15.

Figura. 2.15 Soluție de asamblare pentru bara de torsiune [ 12]

70
2.4. Caracteristica elasticã a suspensiei [10]

Caracteristica elasticã a suspensiei este dependența dintre sarcina verticalã pe ro atã și deformația
suspensiei și este reprezentatã în figura 2.16 . Cu ajutorul ei se apreciazã elementul elastic al suspensiei,
folosind urmãtorii parametri:
– sãgeata staticã f st;
– sãgețile dinamice f d1 și f d2 pânã la limitatorul inferior, respectiv pânã la limitatorul
superior;
– rigiditatea suspensiei k s;
– factorul dinamic k d. [12]
Curbele la comprimare și la destindere nu coincid din cauza frecãrii din elementele suspensiei. Se
considerã în mod convențional drept caracteristica elasticã a suspensiei curba medianã figuratã cu linie
întreruptă, iar sãgeata staticã f st se determinã ducând tangenta la curba medianã pânã la intersecția cu axa
absciselor.

Fig.2.16 .Caracteristica elasticã a suspensiei [1], [12]

71
2.5. Caracteristica de amortizare, [ 1], [12]

Caracteristica de amortizare reprezintã dependența dintre forța de rezistențã a amortizorului F a și
viteza de deplasare a pistonului v p (viteza relativã pe verticalã a roții fațã de caroserie) în cilindrul
amortizorului.
Forța de rezistențã are în componența sa exponentul i care depinde de dimensiunile orificiilor
calibrate, construcția supapelor și vâscozitatea lichidului. În funcție de exponentul i, caracteristica de
amortizare, prezenta tã o aliurã ca în figura 2.17 , care poate fi:
– liniarã dacã i=1 (dreapta 1);
– progresivã dacã i>1 (curba 2);
– regresivã dacã i<1 (curba 3).
Energia disipatã este suprafața de sub caracteristicã.

Fig.2.17 . Tipuri de caracteristici de amortizare [ 1], [12]

Caracteristica progresivã prezintã avantajul cã forțele de rezistențã sunt mici la viteze reduse ale
roții în raport cu caroseria (deplasarea automobilului cu vitezã redusã, drumul are neregularit ãți lungi cu
contururi line) și cresc rapid odatã cu creșterea vitezei oscilațiilor.
Caracteristica regresivã are avantajul cã valoarea forțelor rezistente la viteze mari ale oscilațiilor
este mai redusã, deci forțele care se transmit caroseriei sunt mai mici.
Caracteristica optimã este cea parabolicã (i=2).
Pentru a reduce valoarea forțelor care se transmit caroseriei prin amortizor în cazul caracteristicii
progresive, acesta este prevãzut cu supape de descãrcare , care se deschid când viteza relativã a os cilațiilor
devine prea mare, secțiunile de trecere pentru lichid se mãresc, iar forța de amortizare crește mai lent.
Supapele de descãrcare sunt necesare și în cazul funcționãrii amortizorului la temperaturi scãzute, când

72
vâscozitatea lichidului crește sau în cazul șocurilor bruște. Viteza pistonului la care supapele de descãrcare
se deschid se numește vitezã criticã, v cr, cu valori cuprinse în intervalul 0,15…0,50 m/s.
Coeficientul de rezistențã al amortizorului are valori diferite pentru cursa de compr imare și pentru
cursa de destindere, iar caracteristica de amortizare este asimetricã .
Diferența dintre coeficienții c d și cc depinde de neregularitãțile drumului. Cu cât suprafața drumului
prezintã mai multe neregularitãți, cu atât diferența dintre cei do i coeficienți trebuie sã fie mai mare, deoarece
la trecerea roții peste o denivelare proeminentã viteza masei nesuspendate crește, iar prin amortizor se
transmite o forțã mare care ocolește elementul elastic al suspensiei. Aceastã forțã poate fi redusã pri n
micșorarea coeficientului c c. Când roata trece peste adâncituri, iar automobilul se deplaseazã cu viteze mari,
roata poate pierde contactul cu drumul deoarece componenta orizontalã a vitezei este mult mai mare fațã de
componenta verticalã, în consecințã cd nu trebuie sã fie prea mare.
Se recomandã ca la deplasarea pe drumuri cu suprafețe denivelate, diferența dintre c d si c c sã fie
mare, iar la deplasarea pe drumuri cu denivelări lungi și line diferența sã fie micã.
Caracteristica de amortizare pro gresivã, asimetricã pentru un amortizor cu supape de descãrcare, este
prezentatã în figura 2.18 .

Fig.2.18 .Caracteristica de amortizare progresivã, asimetricã pentru un amortizor cu supape de descãrcare

73
2.6. Tipuri constructive de suspensii cu barã de torsiune posibile pentru echiparea autovehiculului
de proiectat

Arcurile barã de torsiune sunt formate din bare drepte, de sectiune constantã pe toatã lungimea
activã.Sectiunea arcului poate avea diferite forme geometrice, cel mai frecvent fiind utiliza tã bara de
torsiune cu secțiunea rotundã, care asigurã o distribuție uniformã a tensiunii de torsiune pe intregul contur al
secțiunii și o rectificare ușoarã a suprafeței exterioare, operație necesarã pentru mãrirea rezistenței la
obosealã.
Existã soluții consacrate de suspensii pentru vehicule comerciale, care folosesc prin tradiție bara de
torsiune, în dispunere longitudinalã. Una din aceste soluții este prezentată mai jos în figura 2. 19.

Fig. 2.19 . Suspensie cu arc barã de torsiune pentru punte fațã, motoare, fracționatã, cu mecanism patrulater
transversal: A – arcul de tip bară de torsiune

Figura 2.20 . Arcuri bar ã de torsiune

74

Soluția prezintã toate avantajele și dezavantajele folosirii ca element elastic a arcurilor de tip barã de
torsiune, avantaje prezentate anterior. În plus, datoritã dispunerii longitudinale a barei, între elementele
punții și suspensiei de pe partea dreapt ã și cea stângã rãmâne suficient loc pentru amplasarea grupului
motopropulsor.
De asemenea, greutatea barei de torsiune și a elementelor de prindere este distribuitã mai bine pe
șasiul autovehiculului, neîncãrcând puntea fațã a acestuia în aceeași mãsurã ca în cazul unei dispuneri
transversale sau a folosirii altor tipuri de elemente elastice. Eforturile apãrute în funcționare sunt de
asemenea preluate și distribuite într -un mod favorabil.

Suspensii cu arcuri barã de torsiune dispuse transversal

Figur a 2.21 . Barã torsiune poziționatã transversal

Modul de funcționare , conform notațiilor de pe figurã este urmãtorul:

1. roata trece peste denivelãri, suspensia este pe cursa de comprimare;
2. brațul transversal torsioneazã bara;
3. bara este încastratã la capãtul depãrtat;
4. datoritã încastrãrii, bara supusã la torsiune opune rezistențã, îndeplinindu -și rolul de element elastic.

De asemenea si aceasta soluție prezintã avantaje și dezavantajele folosirii ca element elastic a
arcurilor de tip barã de torsiune, avantajele au fost prezentate anterior.
Un dezavantaj al acestei solutii, poate fi chiar dispunerea transversalã a barelor de torsiune, ocupand
mult din spațiului motorului, fãcând dificilã amplasarea acestuia.

75
2.7. Alegere a justificatã a tipului de suspensie ce se va proiecta

În continuare este necesarã alegerea unui tip constructiv de suspensie , corelatã riguros cu construcția
punții, dintre cele prezentate, pentru folosirea în cazul autoutilitarei impuse prin tema de pr oiect.
Pentru a se putea face o alegere s -au considerat urmãtoarele criterii pentru analizã:
– gradul de complexitate al construcției, care se dorește a fi cât mai scăzut;
– spațiul ocupat, având în vedere organizarea generalã a autovehiculului de proie ctat;
– modul de preluare de cãtre elementele elastice și distribuire cãtre șasiu al eforturilor apãrute în funcționare;
– fiabilitatea și siguranța ȋn funcționare a sistemului;
– costurile de fabricație pe care îl implicã modelul analizat;
– costurile de mentenanțã și de reparare.
Se observã cã suspensia cu arc barã de torsiune dispusã longitudinal ȋn lungul lonjeronului structurii
portante, corelatã cu o punte fracționatã, cu mecanism patrulater transversal cu brațe scurte este cea mai
potrivitã.
Puntea va avea brațele triunghiulare compuse, fiecare braț fiind format dintr -un braț drept, forjat din
oțel, dispus transversal (brațul propriuzis) și un tirant orientat spre fațã. Legãturile brațelor propriuzise
forjate din oțel cu structura portantã sunt arti culatii cilindrice, astfel ȋncat bara de torsiune longitudinalã
poate fi dispusã pe axa acestei articulații și ȋncãrcatã direct cu momentul de torsiune. Eu voi opta pe
dispunerea barei de torsiune pe axa articulației cilindrice a brațului superior propriuz is, deoarece acest braț
are articulația montatã pe lonjeron, adicã pe cea mai rigidã componentã a structurii portante a caroseriei
autoutilitarei.
Folosirea barei de torsiune longitudinale permite montarea directã a arborelui planetar ȋntre transmisie
și butucul roții fãrã modificãri constructive majore pentru construcția punții și a amortizorului.
Amortizorul hidraulic va fi montat ȋntre brațul propriuzis inferior și lonjeron prin articulații cilindrice.
Suspensia va fi prevazutã cu barã stabilizatoare și tampoane limitatoare de cursã, tamponul limitator pe
cursa de comprimare fiind montat pe tija amortizorului.

76

Capitolul III

Proiectarea generalã a (sub)ansamblului din tema de
proiect. [1], [5],[8],[9],[12 ]

77
3.1 Determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensie

Suspensia impiedicã forțele venite dinspre suprafața de mers sã afecteze manevrabilitatea,
performanțele, dar și confortul autovehiculului, suspendând caroseria la o distanțã constantã fațã de
carosabil. Caroseria este astfel protejatã de efectele șocurilor produse de starea carosabilului. Este bine de
știut cã, ȋn oricare din urmatoarele situații: frânare, accelerare sau virare, sistemul de suspensie trebuie sã -și
pastreze fermitatea, menținand ȋn acelasi timp toate anvelopele ȋn contact cu solul.
Puntea fațã ce echipeazã autovehiculul ce se proiecteazã este cu mecanism patrulater dispus
transversal, cu brațe inegale. Brațele punții sunt paralele, dispuse orizontal.
Sarcinile verticale care ac ționeazã asupra roții sunt transmise elementului elastic tip barã de torsiune
dispusã longitudinal prin intermediul brațului triunghiular superior compus (vezi concluziile de la sfârșitul
capitolului II). Bara de torsiune este dispusã ȋn lungul lonjeronul ui și este conectatã cu capãtul din fațã de
brațul superior propriuzis, iar prin capãtul din spate de un suport fixat pe lonjeron. Ȋn acest fel ȋncãrcarea
verticalã a roții este transmisã direct de la mecanismul punții fracționate sub forma unui moment d e
torsiune, barei de torsiune farã sã se utilizeze un levier intermediar.
Modelul de calcul pentru aceastã punte, considerându -se un arc elicoidal montat între brațul inferior
și caroserie este prezentat mai jos în figura 3.1

Figura.3.1. Modelul de calc ul pentru puntea cu mecanism patrulater transversal și barã de torsiune
longitudinalã în cazul în care acționea zã doar reacțiunea verticalã, [5 ]

Acest model poate fi folosit și pentru determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensia ce
se proiecteazã, cu mențiunea cã arcul elicoidal va fi înlocuit de o bieletã ce transmite forța cãtre bara de

78
torsiune. Aceastã bieletã poate fi dispusã la un unghi α fațã de verticalã (deci de direcția lui F A din model)
ceea ce va face ca sarcina transmisã prin suspensie sã fie F Acosα ≤F A oricare ar fi unghiul α.
Este deci acoperitor sã se considere cã sarcina staticã ce se transmite prin suspensie este F A , în cazul
folosirii modelului prezentat în figura 3.1.
Conform model ului se poate scrie cã :

, unde :
– Zr1 este reacțiunea verticalã pentru o roatã a punții fațã,
– este încãrcarea pe puntea fațã în cazul autovehiculului încãrcat (tab.1.1)
3.2 Adoptarea valorilor pentru sãgeata staticã f st, sãgeata dinamică f dși pentru factorul
dinamic k d ; Stabilirea caracteristicii elastice necesare

Definiția și elementele caracteristicii elastice ale suspensiei au fost prezentate anterior, în cadrul
subpunctului 2.4. În continuare pentru calculul de proiectare, trebuie adoptate valori pentru sãgeata staticã
fst, sãgeata dinamicã f dși pentru factorul dinamic k d .
La autoturisme este indicat ca sãgeata staticã sã fie cuprinsã între limitele 200 … 250 mm, la
autobuze între 120 … 200 mm, iar la autocamioane între 80 … 140 mm, [3]. Având în vedere tipul
autovehiculului de proiectat, autoutilitarã, se alege ca valoare pentru sãgeata staticã : f st = 200 mm, la limita
inferioarã a intervalului specific pentru autoturisme, și deasupr a intervalului pentru autocamioane.
fst = 200 mm.
Coeficientul dinamic k d reprezintã raportul dintre sarcina maximã ce se transmite prin suspensie F max
și sarcina static ã Gs:

(3.1)
La valori reduse ale coeficientului dinamic, când automobilul se deplaseazã pe drumuri cu
neregularitãți, loviturile (șocurile) în limitatori sunt frecvente.
Valorile recomandate pen tru coeficientul dinamic sunt,[5 ] :
• automobile obișnuite: 1,7 … 1,8 ;
• automobile care circulã frecvent pe drumuri cu neregularitãți: 2 … 3;
• automobile de teren: 3 … 4.
Având în vedere tipul autovehiculului de proiectat, și destinația acestuia, care nu implicã deplasãri
frecvente pe drumuri cu neregularitãți, se adoptã valoarea:
kd =1,8.

Sãgeata dinamicã, f d se determinã în funcție de sãgeata staticã cu relațiile [1]:

79
pentru autoturisme
pentru autobuze
pentru autocamioane (3.2)
Exist ã și recomandãri care dau direct valoarea sãgeții dinamice: f d=70 … 140 mm pentru
automobilele obișnuite; f d=120 … 160 mm pentru automobilele de teren.
Dacã sãgeata dinamicã are valori mai mari se obține un mers mai lin al automobilului, și se poate
asigura un contact permanent al roților cu drumul. Cresc însã deplasãrile caroseriei în raport cu roțile, se
micșoreazã stabilitatea, se complicã condițiile impuse mecanismelor de ghidare, iar condițiile de lucru ale
sistemului de direcție se înrãutãțesc.
Sãgeata dinamicã a suspensiei determinã capacitatea dinamicã a suspensiei, reprezentatã prin
suprafața hașuratã din figura 2.18 . Cu cât capacitatea dinamicã a suspensiei este mai mare, cu atât este mai
micã probabilitatea loviturilor în tamponul limitator superior, la deplasarea pe drumuri cu neregularitãți.
Având în vedere tipul autovehiculului ce se proiecteazã, se adoptã pent ru sãgeata dinamicã o valoare
fd = 120 mm, înspre limita superioarã a intervalului specific automobilelor obișnuite. Aceastã valoare
reprezintã 60% din valoarea sãgeții statice adoptate, de 200 mm. Se poate deci scrie f d = 0,6f st .
fd = 120 mm
Având adopt ate aceste valori se poate construi caracteristica elasticã necesarã la roatã, conform
figurii 3.2 , realizatã la scarã. Aceastã figurã a fost trasatã cunoscându -se :
Gs = F A = 6960 N, sarcina staticã ce se transmite prin suspensie,
Fmax = k d ∙ G s = 1,8 ∙ 6960 = 12528 N, forța maximã ce se transmite prin suspensie,
fst = 200 mm, sãgeata staticã,
fd = 120 mm, sãgeata dinamicã,

Fig. 3.2. Construirea caracteristicii elastice necesare la roatã [1]

80
Pentru asigurarea unui mers lin al automobilului caracteristica elasticã a suspensiei trebuie sã treacã
prin punctele A și B, condiție care este îndeplinitã numai de o caracteristicã neliniarã. Aceasta este
prezentatã în figura 3.3, fiind și caracteristica elasticã ce se adoptã pentru autovehiculul de pr oiectat.

Fig. 3.3 C aracteristica elastică adoptată [1]
Caracteristica adoptatã are în apropierea săgeții statice o rigiditate constantã, deci asigurã un mers lin
automobilului, iar la sãgeți mari rigiditatea crește ușor progresiv.
3.3. Calculul elementului e lastic

Parametrii dimensionali principali pentru bara de torsiune cu secțiune cilindricã sunt prezentați ȋn
figura 3.4.

Figura.3.4.Parametrii dimensionali principali pentru bara de torsiune cilindricã cu capete canelate
Parametrul dimensional principa l este diametrul porțiunii de lucru d t, iar în funcție de acesta se
recomandã [3]: diametrul capetelor (1,2…1,3)d t; lungimea por țiunii canelate (0,91,3)d t.
Lungimea funcționalã a barei de torsiune l se determinã din condiția obținerii sãgeții statice impuse,
cu relația:

tstst t
MG dl
322 (3.3)

81
unde: υ st este unghiul de rãsucire corespunzãtor sãgeții statice; M t st este momentul de torsiun e la sãgeata
staticã; G este modulul de elasticitate transversal.
Ȋn tabelul 3.1 sunt prezentate relațiile de calcul pentru barele de torsiune, [1] . Voi folosi formulele
(3.4) și (3.5) pentru bara de torsiune cu secțiune circularã plinã, adicã prima linie din tabel.
Tabelul 3.1.Relațiile de calcul pentru barele de torsiune
(3.4) (3.5)

Observație: Ȋn acest tabel linia doi corespunde barei de torsiune compuse din lamele dreptunghiulare
suprapuse, linia trei barei de torsiune compuse dintr -un mãnunchi de bare subțiri cu diametrul d , linia patru
barei de torsiune compuse din douã bare dispuse ȋn seri e, una cu secțiune plinã de diametru d și a doua cu
secțiune tubularã .

Bara de torsiune se folosește și ca barã stabilizatoare pentru micșorarea oscilațiilor de ruliu și mãrirea
stabilitații automobilelor ȋn viraje. Cea mai raspanditã formã de barã stab ilizatoare este cea de “U”, fixate
articulat de șasiu sau caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate direct sau prin tije intermediare
(bielete), de puntea automobilului.

82

Figura 3.5 Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea m otoare fracționatã din
fațã cu mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare: A – barã stablizatoare, B – barã de torsiune
longitudinala a suspensiei.

Pentru dimensionarea barei de torsiune este necesar sã se cunoascã tensiunea admisibilã la tors iune
pentru materialul din care este fabricatã.
Conform DIN 17221” German Institute for Standardisation (Deutsches Institut für Normung)”
fabricarea barelor de torsiune se face din oțeluri de arc superioare, cel mai des folosit material fiind, oțelul
cu denumirea 60SiCr7, care este echivalentul otelului 60Si15A conform STAS 795/92 .
Limita de curgere pentru acest oțel se aflã în legãturã cu duritatea acestuia, calculându -se cu formula:
σc = 3,38 ∙ HB; (3.6)
Duritatea oțelului 60Si15A este HB = 280 MPa , conform [4]. Se poate deci calcula conform
formulei (3.6) limita de curgere :
σc = 3,38 ∙ 280 = 947 MPa;
Pentru a stabili tensiunea admisibilã la torsiune se adoptã coeficientul de siguranțã: c = 2;
Cu ajutorul lui c se poate calcula tensiunea admisi bilã la tracțiune :
σa = σ c / 2 = 473 MPa ;
Precum [6] τ at / σa = 0,6 , de unde putem calcula τ at = 284 MPa.
Folosind formula (3.4) putem stabili diametrul porțiunii de lucru al barei de torsiune :
d = √
(3.7)
unde :
– Mt = lbraț ∙ Fmax = 200 ∙ 12528 = 2,505,600 Nmm , este momentul de torsiune,
– lbraț= 200 mm, lungimea bra țului prin care forța se transmite arcului tip barã de torsiune, valoarea
fiind stabilitã constructiv, precum in desenul de ansamblu.
Putem calcula :

83
d = √
≈ 35 mm.
Adoptãm diametrul porțiunii de lucru: d = 35 mm.
Putem stabili și valorile diametrelor capetelor, de asemenea și lungimile porțiunilor canelate : d cap =
1,3 ∙ d = 45,5 mm – se adoptă dcap = 46 mm,
lcaneluri = 1,2 ∙ d = 42 mm – se adoptă lcaneluri = 42 mm.
Dimensiunea finalã ce trebuie calculatã, este lungimea funcționalã a barei de torsiune. Putând fi
determinatã cu ajutorul formulei (3.3), fiind necesarã cunoașterea unghiului de rãsucire care corespunde
sãgeții statice, υ st . Acesta se alege constructiv υ st = 45°. Se înlocuiește în formula (3.3) și rezultã :

unde G = 8∙104 N/mm2 este modulul de elasticitate transversal specific pentru oțeluri, [6]

Astfel adoptãm lungimea funcționalã a barei de torsiune: l = 650 mm.

3.4. Calculul rigiditãții suspensiei și a frecvenței oscilațiilor masei suspendate

Se realizeazã pornind de la faptul cã Rigiditatea suspensiei ks este tangenta unghiului de înclinare al
tangentei dusã prin punctul corespunzãtor sarcinii statice, la curba medie ce definește caracteristica elasticã
adoptatã pentru suspensia ce se proiecteazã, prezentatã în figura 3.3.

tgks (3.8)

Figura. 3.6 . Valoarea unghiului de înclinare al tangentei dusã prin punctul A

84
Putem calcula ks = tg 73° = 3,27 daN/mm = 32700 N/m.
Dependența dintre frecvența oscilațiilor proprii ale masei suspendate (fiind impusã din condiția
asigurãrii unui confort corespunzãtor) și sãgeata staticã a suspensiei f st este datã de relația 3.9 [1].

stf300 [oscil/min] (3.9)

unde fst=fst.susp+fst.p [cm] f st.susp este sãgeata static ã a suspensiei;
fst.p este sãgeata staticã a pneului.

Drept urmare, pneul ales este de tipul 215/75 R 16C , cu raza liberã r0 = 357 mm și raza staticã rs =
320 mm .
Rezultã sãgeata staticã a pneului :
fst.p = r 0 – rs = 357 – 320 = 37 mm.

Vom adopta sãgeata staticã a suspensiei: fst.susp = 200 mm , drept urmare se poate calcula frecvența
oscilațiilor proprii ale masei suspendate:

ν =
√ = 61,62 oscil/min = 1,03 Hz .

Frecvența are o valoare sub limit a de 4 Hz, de unde începe intervalul cu cele mai dãunãtoare
frecvențe pentru om. Valoarea obținutã este în imediata apropiere a valorii optime, omul avand o frecvențã
la mersul pe jos de aproximativ 1 Hz.
Drept urmare acest rezultat este satisfacator, astfel este asigurat confortul conducãtorului auto,
fãcând posibil și transportul mãrfii în condiții optime.

3.5. Calculul amortizorului hidraulic telescopic

Calculul si proiectarea amortizorului hidraulic telescopic trebuie corelate cu calculul si proiectarea
elementului elastic al suspensiei alese de proiectat, pentru a obține performanțele necesare de confort si
siguranțã.
Calculul si proiectarea amortizorul ui curpind definirea caracteristicii externe de amortizare, stabilirea
dimensiunilor constructive de bazã și determinarea parametrilor orificiilor de scurgere și a supapelor, care sã
asigure caracteristica impusã. Amortizoarele hidraulice sunt proiectate si fabricate de constructori
specializați, astfel amortizorul se poate alege dintr -o largã gamã de produse a diferiților fabricanți, ținand
cont de parametrii prezentați mai sus.

85
Pentru a determina caracteristica de amortizare la nivelul roții autovehicul ului, este necesar a se
efectua calculul coeficientului de rezistențã al amortizorului în cazul domeniului necesar de amortizare
pentru caroserie ( masa suspendatã) și pentru roatã ( masa nesuspendatã) .

Caracteristica de amortizare

Caracteristica de a mortizare reprezintã dependența forței de amortizare ( ) de viteza de deplasare
a pistonului amortizorului.
Analitic caracteristica de amortizare este datã de relația: , ȋn care: (c) este coeficientul de
rezistențã al amortizorului , iar (i) este un exponent.
Ȋn funcție de valoarea acestui exponent (i) carcateristica de amortizare poate fi:
– liniarã i=1 (curba 1);
– progresivã i>1 (curba 2);
– regresivã i<1 (curba 3).

Figura 3.7 .Caracteristica de amortizare: 1 – liniarã, 2 – progre sivã, 3 – regresivã.

La amortizoarele care au caracteristica de amortizare progresivã, forța de amortizare este micã la
valori mici ale vitezei de oscilații a pistonului, deci la viteze mici de oscilații ale roții. Astfel zis, amortizarea
este redusã pe drumuri cu denivelãri. Amortizoarele care au caracteristica regresivã conduc la obținerea unor
forțe de amortizare mai mici ( ȋn comparație cu cele care au caracteristica de amortizare progresivã) la viteze
mari de oscilații ca urmare, sarcinile transmise caroseriei sunt mai mici, dar confortul scade.

În continuare se vor determina cei doi coeficienți, conform [1 ].

cM= 2∙D√ ; (3.10)

86
unde:
– D = 0,25 este gradul de amortizare;
– ks= 32700 N/m este rigiditatea suspensiei;
– ms = 1685 este masa suspendatã pentru autovehiculul gol.

cM= √ = 3535 Ns/m.

cm= √ ; (3.11)
unde:
– mns= 215 kg este masa nesuspendatã (roțile și punțile fațã /spate );
– Kt – rigiditatea pneului.
Se considerã cã sãgeata sta ticã a pneului f st.p = 37 mm și încãrcarea pe o roata de 348 daN se poate
calcula rigiditatea medie a pneului:
Kt = 348/37 ≈ 9 daN/mm = 90000 N/m

ccrm= √ = 4734 Ns/mm.

Precum ȋn tabelul 3.2 coeficientul de rezistențã a cursei de comprimare a amortizorului pentru
suspensia spate este cc=1380 Ns/m , iar cel pentru cursa de destindere este cd= 4440 Ns/mm .

Tabelul 3.2 . Valori medii pentru coeficientul de rezistențã al amortizorului cu supapele închise [N.s/m], [1 ]

87
Pe cursa de comprimare mãrimea coeficientului de rezistenț ã, reprezintã 40% din valoarea criticã
coeficientului de amortizare al masei nesuspendate și 29% din valoarea criticã a coeficientului de amortizare
pentru masa suspendatã.
Valoarea coeficientului de rezistențã pentru cursa de destindere este 125% din valoarea criticã a
coeficientului de amortizare pentru masa suspendatã și 94% din valoarea criticã a coeficientului de
amortizare pentru masa nesuspendatã.
Pentru a dimensiona amortizorul, se recomandã ca secțiunea minimã necesarã S ap a pistonului
amortizorulu i sã se calculeze cu relația, [1 ]:
Sap=2 10-3 Gm; (3.12)
unde: G m=2150 N este greutatea masei nesuspendate.
Sap=2 10-3 2150=4,3 cm2.
Din punct de vedere al construcției amortizoarelor, putem preciza ca au fost gasite cataloage pentru
amortizoare, realizate de producatori, ca de exemplu: SACHS si KAYABA [12 ].
Se alege diametrul secțiunii pistonului, d pa=40 mm (aria secțiu nii pistonului A cil=12,6 cm2 este mai
mare decât cea minimã calculatã), a tijei, d ta=16 mm și diametrul exterior al tubului rezervor d tub=60.
Conform [1 ], dimensionarea orificiilor calibrate din piston se face pornind de la necesitatea de a se
obține coefi cienții c c și cd de rezistențã ai amortizorului.
Aria orificiilor care ajutã la curgerea lichidului va fi data de:
A=√
. (3.13)
Aria efectivã (A ef ) va fi egalã cu aria cilindrului de lucru al amortizorului la cursa de comprimare,
Aef=A cil=12,6 cm2, iar pentru cursa de destindere, va fi egalã cu aria pistonului minus aria secțiunii tijei
amortizorului (A ef=A cil-Atijă=10,6 cm2 ). Coeficientul de debit, μ este ales din intervalul 0,6…0,75 și se
adoptă valoarea μ=0,65.
Aoc =√
= 0,37 cm2 – aria orificiilor la comprimare;
Aod =√
= 0,173 cm2 – aria orificiilor la destindere.

88
3.6. Calcule de rezistențã pentru suspensia proiectatã
3.6.1. Calculul de rezistențã pentru bara de torsiune

Arcul barã de torsiune, folosit ca element elastic al suspensiei, asigurã acesteia o serie de avantaje ca:
durabilitate ridicatã, greutate micã a maselor nesuspendate, distribuție mai avantajoasã sarcinilor pe cadru,
lipsa frecãrii interne. Este formatã di ntr-o barã de metal care funcționeazã ca un arc, aceasta este atasatã
ferm la un capãt de șasiu, celãlalt capãt al barei, poate fi atașat la ax, la brațul de suspendare sau de fus.
Mișcarea verticalã a roții determinã bara sã se rãsuceascã ȋn jurul axei s ale, aceasta este opusã de
rezistența barei la torsiune .
Bara de torsiune ca element elastic al suspensiei se folosește mai mult la autoutilitare, sunt soluții
consacrate de vehicule comerciale care folosesc prin tradiție bara de torsiune.

Figura 3.8 . Suspensie independentã pentru punte fațã fracționatã cu mecanism
patrulater transversal cu barã de torsiune cilindrica A dispusã longitudinal (Iveco Daily).

Sistemul de suspensie cu barã de torsiune ce se proiecteazã a fost dimensionat ȋn cadrul subpunc tului
3.3, sã reziste la solicitarea de torsiune, drept urmare un calcul de rezistențã nu va fi necesar.
Va fi ȋnsã necesarã dimensionarea asamblãrii prin caneluri, cea care face legãtura dintre bara de
torsiune și elementele de legãtura cu șasiul sau brat ul superior al punții.
De asemenea ȋn cadrul subpunctului 3.3 au fost dimensionate diametrele capetelor barei de torsiune,
dcap = 46 mm . La proiectare se alege modul de centrare: pe diametrul interior (centrare interioarã, d), pe
diametrul exterior (centr are exterioarã, D) și pe flancuri (centrare lateralã, b) stabilindu -se astfel care dintre
dimensiuni are rolul hotãrâtor ȋn stabilirea tipului de ajustaj pentru ansamblul celor douã piese.
Ținand cont de acest diametru, care desemneazã diametrul piesei de tip arbore pentru asamblarea cu
caneluri, se vor alege celelalte dimensiuni nominale ale arborilor și butucilor canelați cu profil
dreptunghiular de uz general ale asamblãrii impuse prin urmatorul standard: STAS 1768 – 88 , conform
figurii 3.8 .

89
Ȋn contin uare sunt prezentate dimensiunile:
– z = 8 caneluri;
– d = 42 mm;
– D= 46 mm;
– b = 8 mm;
– f1min = 5,03 mm.

Figura.3.8. Asamblare cane latã cu profil dreptunghiular,[10 ]

Determinarea lungimii canelurilor a fost de asemenea determinatã la subpunctul 3.3, l caneluri = 42 mm.
Totuși asamblarea necesiã verificarea la strivire:
σs =
≤ σ sa (3.14)

unde: k = 0,75 coeficientul de repartiție neuniformã a sarcinii pe caneluri;
σsa = 80-120 N/mm2 pentru oțeluri;
Mt = 200 ∙ 11990 Nmm.
σs =
= 108 N/mm2 ≤ 120 N/m2

Verificarea canelurilor la forfecare se face cu relația :
τf = (3.15)
deci τf =
N/mm2 ≤ 60 N/mm2

90
Va rezulta cã asamblarea prin caneluri o sã reziste la presiunea de strivire și la mișcarea de forfecare.

3.6.2. Calculul de rezistențã pentru tija amortizorului.

Forța transmisã prin sistemul de suspensie va supune la compresiune tija amortizorului.
Calculul a f ost fãcut anterior în cadrul subpunctului 3.2 și are valoare
Fmax = 12528 N.
Diametrul tijei amortizorului este d = 16 mm fiind fabricat din oțel aliat 18MC10 , cu tensiunea
admisibilã la tracțiune σ sa = 300 MPa [6].
Direcția tijei amortizorului nu este însã aceeași cu direcția verticalã pe care acționeazã forța F max ci
este înclinatã cu 20°.
Valoarea forței ce comprimã tija va fi F = F max cos 20° = 12528 = 11772 N.
Valoarea efortului unitar va fi :
σc =
=
= 234 MPa ≤ σ sa = 300 MPa , de unde reiese cã tija amortizorului va rezista la
compresiune.

91

Capitolul IV

Studierea unuia dintre urmãtoarele aspecte: diagnosticarea,
menten anța, ȋncerca ri ale suspensiei , [3], [12], [13]

92

4.1. Diagnosticarea și mentenanța suspensiei, [3], [12], [13]
Aspecte generale

Starea tehnicã a suspensiei este strâns legatã de, confortul oferit pasagerilor si conducãtorului auto
respectiv durabilitatea funcționarii automobilului și siguranța circulației. Organismul uman suportã relativ
ușor frecvențe pânã la valori maxime de 80 Hz. Oscilațiile cu frecvențe joas e provoacã tulburã ri
asemãnãtoare,, rãlui de mare”. Ȋn plus oscilațiile cu frecvențe care depașesc pragul mențonat, afecteazã
sistemul nervos central cu consecințe foarte nepl ãcute.
Suspensiile defecte ȋn prezența unor creșteri a solicitãrilor dinamice, acc elereazã uzura roților,
rulmenților, a direcției și caroseriei. Se manifestã totodatã (ȋn cazul suspensiilor defecte) ȋnrautațirea
stabilitații la rulare.Statisticile aratã cã din totalul reparațiilor curente 10% revin suspensiei. Parametrii care
caracteri zeazã starea generalã a suspensiei (zgomote, șocuri, oscilații ale roților etc.) au legãturi multiple și
cu alte pãrți ale autovehiculului nefiind caracteristici numai suspensiei.
Creșterea de 4 – 5 ori a solicitãrilor dinamice provocatã de o suspensie de fectã slãbește strângerile și
grãbește uzura unor pãrți ale vehiculului, cum sunt roți, rulmenți, bucșe, articulații, caroserie etc, reducand
durata de exploatare a acestora pânã la de 1,5 ori. Ȋn sfârșit, o suspensie aflatã ȋn stare necorespunzãtoare
face ca, ȋn timpul rulajului, roțile s ã nu mai pãstreze contactul permanent cu carosabilul, deoarece acestea nu
mai pot urmãri toate denivelarile solului.
Drept urmare, controlul direcției automobilului se ȋnr ãutãțește, favorizând derapajul, mai ales c ând
aderența drumului este mai slabã. Datoritã acestui motiv, rulajul unui autovehicul care are suspensia defectã
se face ȋn alur ã mai moderatã, micșorând viteza de trafic și, uneori, mãrind consumul specific de
combustibil.
Parametrii de stare ai sistemului de s uspensie, sunt:
– ruperea, slãbirea arcurilor sau a barelor stabilizatoare;
– uzura bolțurilor si a bucșelor de prindere;
– uzura sau ruperea limitatoarelor de cauciuc;
– uzura amortizoarelor;
– pierderea de lichid din amortizoare;
– deformarea brațelor suspensiei (bi eletele barei stabilizatoare, mecanismul de ȋncarcare al barei de
torsiune, etc.)
Parametrii de diagnosticare ai sistemului de suspensie, sunt:
– zgomote si bãtai ȋn suspensie;
– șocuri;
– oscilațiile roților;
– oscilațiile caroseriei;
– scurgeri de lichid.

93
Simptomele defectãrii suspensiei și cauzele lor posibile, sunt prezentate ȋn figura 4.1, din care se
poate trage concluzia cã, spre deosebire de celelalte ansambluri ale automobilului, suspensia nu admite un
sistem de diagnosticare ȋmparțit riguros in proc edee de diagnosticare generalã și pe elemente.Parametrii de
diagnosticare care ar caracteriza starea generala a suspensiei, cum sunt zgomotele, șocurile, oscilațiile roților
etc, au legãturi multiple și cu alte pãrți ale autovehiculului nefiind caracterist ice doar suspensiei.
De aceea diagnosticarea suspensiei se face numai pe elemente, parametrii de diagnosticare fiind
prezentați in tabelul 4.1.Dintre toți parametrii arãtaț i ȋn tabel, numai ȋnregistrarea și analiza oscilațiilor
caroseriei prezintã o oareca re interferențã a influenței stãrilor amortizorului și a arcului, dar ȋn acest caz, așa
cum se va vedea, este posibil ã o net ã decelare a defecțiunilor.

Figura 4.1. Parametri d e diagnosticare ai suspensiei, [12 ].

Din analiza tabelului anterior, parametrii de diagnosticare ai suspensiei se pot ȋmparți ȋn patru grupe:
– geometrici și de stare;
– de elasticitate (caracterizeazã starea arcurilor și a stabilizatoarelor de viraj);
– de etanșare;
– dinamici (de oscilații); dau indicii mai ales asupra funcționar ii amortizoarelor.

94
Parametrii aflați in primele doua grupe se pot determina vizual sau prin mãsurari simple, farã sã
necesite o tratare specialã.

Figura 4.2 Planurile și direcțiile ȋn care acționeazã oscilați ile caroseriei
automobilului, [12 ]

Oscilațiil e de tip A,B și C sunt provocate de reacțiunile suspensiei dupã trecerea peste denivelãrile drumului. Ele fiind
cele mai frecvente și mai supãratoare.
Atenuarea acestor oscilații se obține cu ajutorul amortizoarelor. Importanța acestor elemente este mult m ai mare in
cadrul suspensiilor cu arcuri elicoidale decât la cele cu arcuri lamelare, la care existã un efect de amortizare datoritã fre carilor
dintre foi.
Deplasarea automobilului cu vitezã medie pe un traseu denivelat mãrește de circa 4 – 5 ori solicitãr ile dinamice.
Tocmai din acest motiv suspensia defectã accentueazã procesul de uzurã a elementelor direcției, a punților, a rulmenților,
produce uzuri ale pneurilor etc.
Suspensiile autovehiculelor se clasificã dupa urmatoarele douã criterii:
– tipul dispozi tivului de ghidare (tipul punții);
– tipul elementului elastic.
Din punct de vedere al tipului dispozitivului de ghidare, se deosebesc suspensii dependente si suspensii independente.
Elementul elastic al suspensiei poate fi metalic, cazul arcurilor elicoidale, lamelare (ȋn foi) și barelor de torsiune, dar și pneumatic,
hidropneumatic, din cauciuc sau mixt.

95
4.2 Diagnosticarea arcurilor

Defecțiunile uzuale cu efecte exterioare se pot remarca prin examinare vizualã. Diagnosticarea
urmarește ȋn special determinarea elasticitații, care constã ȋn modificarea dimensionalã ȋn funcție de sarcinã.
Un alt tip de verificare pe langã cel care urmarește descoperirea defectelor exterioare constã ȋn supunerea
arcului unui test care are ca scop stabilirea ela sticitații prin determinarea caracteristicii sale, adicã a variației
lungimii sale efective l (la arcuri elicoidale) ȋn funcțe de sarcina P (vezi figura 4.3), lungimea efectivã fiind
luatã ca parametru de diagnosticare.
Daca linia caracteristicã a arcului se gãsește sub linia etalon, arcul trebuie ȋnlocuit. Deoarece
determinarea pe vehicul a caracteristicii efective a arcului este complicatã, se obișnuiește a se aplica pe roata
respectivã o sarcinã de diagnosticare P d mãsurându -se lungimea arcului ȋn aceas tã situație, daca aceasta este
sub limita admisibil ã se considerã cã arcul este slãbit și trebuie schimbat. Conform STAS 6926/13 – 70,
verificarea calitații suspensiei se face prin determinarea caracteristicii generale a acesteia și compararea
deformației arcului cu datele limitã ȋn douã situații (la comprimare și la destindere) figura 4.3:
– cu ȋncãrc ãturã nominal ã;
– farã ȋncãrc ãturã.
Ȋn cazul arcurilor cu foi, proprietãțile de amortizare pot fi apreciate prin diferența dintre forța de
ȋncãrcare și cea de revenire. Ȋn majoritatea cazurilor, forța de frecare reprezintã pânã la 20% din ȋncãrcarea
staticã. O altã posibilitate de diagnosticare a acestor tipuri de arcuri, se face reprezentând schematic
ansamblul roatã -suspensie -caroserie (vezi figura 4.3) și acceptând cã roata primește o excitație cu caracter
sinusoidal fenomenul de oscilație care ia nașere poate fi reprezentat matematic prin expresia:

unde:
– m, este masa nesuspendat ã;
– x= deplasarea relativã exprimatã prin diferența dintre deplasarea centrului roții și cea a
caroseriei ;
– reprezintã coeficienții de elasticitate ai pneului respectiv ai arcului;
– H reprezintã ȋnalțimea maximã a denivelarii perturbatoare;
– ω reprezintã pulsația forței perturbatoare;
– r reprezintã timpul.

96

Figura 4.3.Variația lungimii arcului elicoidal și caracteristica suspensiei, [12 ]
Prin determinarea acestei ecuații obținem expresia deplasãrii relative:

Atunci când, deplasarea relativã va fi zero, caroseria urmãrind identic mișcarea
centrului roții , arcul se va comporta ca și cand nu ar exista sau ar fi complet
rigid. Conform relației precedente, aceastã situație intervine atunci când
adica p entru o valoare a denivelãrii = 8P/( =2,57 P/ ).
Așadar, dacã roata se aduce pe un stand ale cãrui rulouri au proeminențe de ȋnalțime
și va fi supusã ȋncercãrii la un regim de vitezã oarecare, deormarea arcului aratã cã
forța de amortizare efectivã ȋn arc este mai micã decât cea nominalã. Dacã ȋnsã arcul nu se
deformeazã (se blocheazã), constituie indiciul unei frecãri ȋntre foi nepermi s de mari,
datoritã probabil lipsei ungerii foilor, fisurãrii sau ruperii acestora, apariției unor rizuri
sau patrunderi de corpuri strãine abrazive ȋntre foi. Trebuie remarcat c ã arcul lamelar este
singurul arc metalic care necesitã operații de ȋntreț inere (trebuie asiguratã ungerea
suprafețelor dintre foi și ungerea articulațiilor daca este cazul) și se poate repara prin
ȋnlocuirea foilor rupte sau prin springuirea foilor, la rece (pentru arcurile autoturismelor și
autoutilitarelor), sau la cald pentru ar curile grele (autocamioane).

97
4.3. Diagnosticarea amortizoarelor

4.3.1 . Diagnosticarea amortizoarelor prin demontarea de pe vehicul

Diagnosticarea separatã a amortizoarelor nu se poate efectua doar prin demontarea lor de pe
autovehicul. Procedeul nu este specific diagnosticãrii rapide, dar permite stabilirea exact ã a stãrii ace stui
organ. Ȋn esențã metoda se bazeazã pe stabilirea caracteristicii efective a amortizorului și interpretarea ei,
atât din punct de vedere al formei, cât și al valorilor maxim ale ale forțelor exercitate la compresie și
revenire.
Caracteristica amortizorului este un grafic ȋn care sunt ȋnscrise eforturile necesare pentru deplasarea
tijei ȋn raport cu corpul amortizorului ȋn cele douã curse, așa cum se exempl ifica ȋn graficul d in figura 4.6 .
Deoarece regimul ȋncercãrii, apreciat ȋn oscilații pe secundã, influențeazã substanțial rezultatele, frecvența
oscilațiilor trebuie bine precizatã ȋn prealabil.
Aparatura pentru diagnosticarea amortizorului demontate de pe autovehicul are o construcție foarte
simplã, fiind, ȋn general, de tipul cu excentric și biela cu caracteristici variabile care permit montarea de
amortizoare cu diferite lungimi si curse, de asemenea ȋn contrucția aparatului mai intra un dispozitiv de
ȋnregistrare a carac teristicii amortizorului.
Pentru diagnosticarea amortizoarelor demontate de pe automobil, se folosesc o serie de instalații cu
ajutorul cãrora se obțin defapt caracteristicile acestora, iar cele mai uzuale reprezentând variația forței opusã
de amortizor, ȋn funcție de cursa pistonului, la diferite frecvențe de oscilație ale suspensiei care ȋncearcã sã
reproducã anumite viteze de deplasare ale automobilului.
Ȋn acest scop variazã viteza pistonului de regulã ȋntre 0,130 m/s și 0,523 m/s. Amortizoarele se
verificã la diferite curse, cele mai uzuale fiind 25,50,75 și 100 mm.

Figura 4.4 Schema de principiu a unei instalații pentru verificat amortizoarele , [12]

98
Ȋn cazul diagnosticãrii amortizoarelor telescopice, acestea se monteazã ȋn poziția 8 ȋn locul tije i 4.
Instalația prezentatã – italianã de tip R.I.V. Aparatul are douã brațe, 1, de prindere a amortizorului, prevãzute
cu mai multe puncte de fixare dupa lungimea acestuia. Prin ȋntinderea și comprimarea amortizorului pe
tamburul 3 se ȋnregistreazã, de cãt re inscriptorul 2 curba amortizãrii oscilațiilor.

Fig. 4.5 Caracteristica specifică pentru un amortizor de tip Armstrong , [12]

99

Fig. 4.6 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor clasice , [12]

100

101

Fig. 4.7 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor tip Armstrong , [12]

102

Fig. 4.8 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor Armstrong , [12]

103

4.3.2 Diagnosticarea amortizoarelor pe vehicul

Diagnosticarea amortizoarelor farã demontarea lor de pe vehicul se face prin ridicarea caracteristicii
de oscilatie a caroseriei. Datoritã faptului ca amortizorul funcționeazã ȋn paralel cu arcul, caracteristica de
oscilație obținutã, va fi influențatã ȋnt r-o oarecare masurã de starea acestuia. Din aceastã cauzã, pentru a
aprecia corect calitatea amortizorului verificat, este necesar ca, ȋn prealalbil, sã fie efectuatã verificarea
arcurilor, și doar atunci cand s -a stabilit cã starea lor este bunã putem tre ce la determinarea caracteristicii de
oscilație.
Pentru a ȋnțelege semnificația ace steia, se reamintește c ã suspensia automobilelor se comportã ca un
sistem dinamic ȋn care semnalele de intrare variabile sunt transformate la ieșire ȋn variații ale altor mã rimi.
Semnalul de intrare h (t) este o funcție de timp, care poate fi aleatoare, dacã rulajul se desfãșoarã pe
un drum oarecare, sau poate avea o formã determinatã, dacã rulajul se efectueazã pe un drum cu denivelari
ordonate sau pe un rulou cu prominențe studiate. La ieșirea din sistemul dinamic se regãsesc una sau mai
multe funcții de rãspuns, cum sunt: deplasarea pe verticalã a caroseriei, viteza și accelerația acesteia,
deplasarea relativã a roții ȋn raport cu caroseria (cursa arcului), ȋncãrcarea dinam icã, etc. Ca parametrii de
diagnosticare se selecteazã, de obicei, caracteristica de oscilație (care reprezintã variația ȋn timp a deplasãrii
caroseriei), deplasarea relativã sau, mai rar, accelerația parților suspendate. Diagnosticarea se poate face prin
ȋnregistrarea oscilațiile forțate sau libere.Diagnosticarea prin stabilirea caracteristicii oscilaței forțate se
bazeazã pe observația, cã funcția de intrare (excitatoare) poate fi creatã astfel ȋncât sã respecte o lege
armonicã, reprezentatã de o serie Fo urier:
h(t) = H sin ( + )
La ieșire se va produce un semnal tot de naturã armonicã: x(t) = X
x(t) = X(ω)sin( +
dar de amplitudine X(ω) și defazaj diferite, ȋn care X(ω) este o funcție de pulsație. Variația raportului
celor douã amplitud ini ȋn funcție de pulsație:
X(ω)/H = O(ω);
reprezintã caracteristica de oscilație forțatã a suspensiei. Pe un stand ale cãrui rulouri au proeminențe de
ȋnalțime constanta H, cunoscutã, variația amplitudini funcției de ieșire X(ω) reprezintã la scara H ch iar
mãrimea amplitudinii sau acceleratia caroseriei. Pentru un vehicul oarecare caracteristicile de oscilație
reprezentate grafic ȋn funcție de frecvența n au aspectul din figurile 4.9.1 a, pentru amplitudinea caroseriei,
și 4.9.1 b pentru cea a centrului roții. Din aceste grafice se observã cã forma caracteristicilor depinde de
coeficientul de elasticitate al arcului k și de coeficientul de amortizare c, mãrimi care afecteazã ȋn același
timp și frecvența de rezonanțã la care se realizeazã valorile maxime a le amplitudinii.
Rezonanța se produce la frecvențe coborâte, la care amplitudinea este puternic influențatã de gradul
de amortizare, anume de rezistența amortizorului, cu cat c este mai mare, deci cu cât amortizorul este mai
eficace, cu atât amplitudinea mișcarii caroseriei, ca și cea a roții sunt mai mici, iar acest factor sã afecteze

104
sensibil valoarea frecvenței de rezonanțã. Prin urmare, este suficient sã se mãsoare cu un dispozitiv oarecare
valoarea maximã a amplitudinii produse prin modificarea turaț ei roții și sã se compare aceastã mãrime cu
valoarea admisibilã, astel se poate aprecia calitatea amortizorului.

Fig. 4.9 Diagnosticarea prin stabilirea caracteristicii oscilației forțate , [12]

Fig. 4.9.1 Caracteristicile de oscilație a caroseriilor pentru diferite stãri ale amortizoarelor , [12]
Graficile aratã, pe de altã parte, cã modificarea rigiditații arcului provoacã schimbarea
simultanã atât a amplitudinii maxime, cât și a frecvenței de rezonanțã. Astfel, dacã se
cunoaște frecvența de rezonanț ã a suspensiei vehiculului testat, atunci abaterea valorii
frecvenței de rezonanțã determinate experimental ȋn raport cu valoarea sa nominalã constituie

105
indiciul modificãrii elasticitãții arcului. Aceastã observație atrage atenția ȋncã odata asupra
necesit ații verificãrii prealabile a stãrii arcului, ca o premisã strict necesarã pentru a obține
rezultate exacte privind calitatea amortizorului diagnosticat pe aceastã cale. Din datele
statistice existente rezultã cã domeniul de producere a regimului de rezona nțã se situeazã la
autoturisme ȋntre 1 – 4 osc/s.
Ȋn cazul ȋn care testarea prealabilã a arcurilor a dus la concluzia cã starea lor tehnica
este bunã, deci este exclusã eventualitatea influenței lor asupra valorii frecvenței de rezonanțã
și asupra amplitu dinii maxime de oscilație, ȋncercarea la rezonanțã nu mai este necesarã, fiind
suficientã mãsurarea amplitudinii de oscilație a caroseriei la un regim oarecare. Ȋn aceastã
situație se obține variația ȋn timp a ȋnalțimii de oscilați e a caroseriei (vezi figu ra 4.10 ).
Starea amortizorului se apreciazã prin compararea valorii efective a amplitudinii cu
limita admisibila prin eventuala variație a amplitudinii precum și dupã forma curbei
obținute. Drept urmare, graficul 4.10 a, reprezintã un amortizor bun; celelalte b,c,d,e,f
constituie exemple ale unor amortizoare defecte. La unele standuri graficul de oscilație este
oferit ȋn formã circularã (vezi figura 4.12).

Figura 4.10.Variația in timp a înălțimii de oscilație a caroseriei , [12]

106

Figura 4.11 Stand de fabricație Boge pentru încercarea amortizoarelor , [1], [12]

Ȋn figura 4.11 este prezentat un stand de fabricațe Boge, pentru ȋncercarea amortizoarelor, la care
mișcarea de rotație a arborelui motorului electric 8 este transformatã ȋn mișcare os cilatorie de dispozitivul
excentric 9, uniformitatea mișcãrii fiind asiguratã de volantul 7. Prin arcul 5 și dispozitivul de reglare 4,
mișcarea este transmisã brațului l, acesta din urmã acționand platforma 10 pe care se aflã una din roțile
automobilului. Oscilațiile caroseriei sunt ȋnregistrate de dispozitivul 3 pe o diagramã circularã, acest
dispozitiv fiind acționat de motorașul electric 2.

Schema de principiu a unui stand cu platforme pentru diagnosticarea amortizoarelor montate pe
autovehicul este pr ezentatã ȋn figura 4.13.

107

Figura 4.13. Schema de principiu a standului cu platforme pentru diagnosticarea amortizoarelor ȋn stare montatã pe autovehicu l,
[12]
Standul cuprinde:
– douã platform e , 5, pe care se poziționeazã automobilul și care sunt supuse unor vibrați i create de mecanismul cu
excentric 1;
– arcul 2 și pârghia 4 transmit vibrații platformelor tip platou 5;
– mecanismul 1 este ini țial accelerat, astfel ȋncât oscilațiile ansamblului sã aibã frecvența de aproximativ 15 Hz, dupã
care acesta este lãsat sã oscileze liber;
– ȋn acest timp se urmaresc amplitudinile de oscilație pe aparatul de masurã 3.
La rezonanțã, amplitudinile vor fi maxime. Ele se comparã cu cele limitã.

Figura 4.12 Diagr ame comparative ȋn formã circular , [12]

Pentru a se obține rezultate corecte, se recomandã ca, ȋn prealabil sã se verifice și eventual sã se
restabileascã presiunea ȋn pneuri, iar automobilul sã fie complet gol, elementele acestuia trebuie sã fie bine

108
fixate, ușile și capotele ȋnchise. La așezarea pe stand axa vehiculului trebuie sã fie paralelã cu cea a
instalației, ȋn plus, roțile sa fie aranjate ȋn linie dreaptã.
Ordinea de lucru este urmãtoarea: se monteazã ȋ n dispozitivul 3 o hâtie disc, luatã din stativul 6, apoi
se acționeazã motorul electric 2, stabilind distanța dintre platformele 11 ȋn conformitate cu calea
automobilului testat; se aduce automobilul cu roțile din fațã pe platforme, i se va opri motorul, și se
blocheazã frâna de siguranțã, se po rnește motorul electric 8 a uneia din platforme și se aduce apoi acul
dispozitivului de ȋnregistrare 3 pe linia de nul a hartiei disc; dupa 10 -12 secunde se oprește motorul electric
2, cuplându -se releul dispozitivului de ȋnregistrare care asigurã rotirea uniformã a hârtiei disc cu turația 2,2
, timp de 40 secunde.
Se obține astfel o diagramã asemanatoare aceleia din figura 4.10, din care se vede cã, la rezonanțã,
amplitudinea caroseriei este maximã, comparându -se amplitudinea efectivã cu cea etalon , se pot trage
concluzii legate de starea amortizorului. Ȋn general, toate standurile au construcții asemanatoare celei
descr ise ȋn figurile 4.11 și 4.13, deosebirile care pot interveni sunt unele detalii nesemnicative ale
dispozitivului de ȋnregistrare, care poate fi de naturã electronicã.
O altã soluție de producere a oscilațiilor forțate, folosește un excentric 2 (figura 4.14) care se monteazã pe roata mașinii
suspendate pe rolele 5, acționate electric, b timpul rotirii rolelor , excentricul provoacã o mișcare oscilatorie a roții care se
transmite prin brațele suspensiei senzorului I, semnalele electrice produse de acesta se transmit prin cablul 3 al aparatului de
masurã 4, pe al cãrui cadran se pot citi rezultatele. Diagnosticare a prin stabilirea caracteristicii oscilației libere se bazeazã pe
observația cã suspensia, ca sistem elastic, imprimã caroseriei o mișcare oscilatorie amortizatã, a cãrei amplitudine este put ernic
influențatã de calitatea amortizorului. Având o curbã etalo n a oscilației libere, starea amortizorului se poate aprecia prin
comparație.

Fig. 4.14 Soluție de producere a oscilațiilor forțate cu disc excentric , [12]

109

Ȋn figura 4.15 a, este prezentatã caracteristica etalon a oscilației libere a caroseriei (pen tru un amortizor cu stare tehnica
bunã), iar ȋn figura 4.15 b aceeași caracteristica obținutã cu un amortizor care conține doar 75% din cantitatea necesarã de lichid.
Se poate observa cã la amortizorul defect amplitudinea oscilației libere, asemenea perioadei acesteia, s -au modificat. Din graficul
4.12 b se poate observa cã gradul de umplere cu lichid influențeazã mai ales amplitudinea oscilației din a doua parte a
procesului, , la fel ca perioada oscilaței T. Se observã cã reducerea umplerii sub 7 5 % ȋnrautațește rapid și substanțial calitatea
amortizorului , iar sub 60% amortizorul devine practic total ineficace.
Deoarece amplitudinea constituie elementul cel mai sensibil , ea este aleasã ca parametru de diagnosticare care se
comparã cu valo area limita specificã fiecarui vehicul, ȋn cazul prezentat ȋn figurile precedente =15 corespunde unui grad
de umplere al amortizorului de circa 83%. Depãșiera valorii limitã poate fi provocatã nu doar de lipsa lichidului din
amortizor ci ș i de alte defecțiuni, cum sunt blocarea sau ruperea supapei de trecere și ruperea arcului supapei de revenire.

Fig. 4.15 Caracteristica oscilației libere a caroseriei : amortizor cu stare bun ã (a), amortizor care conține
numai 75% din cantitatea necesar a de lichid (b) , [12]

În conformitate cu STAS 6926/13 -70, la încercarea calitãții suspensiei prin metoda
oscilațiilor libere se folosesc doi parametri de diagnosticare:
– frecvența n = 60/T ( ),
– coeficientul relativ de amortizare ,
relații ȋn care semnificația diferitelor simboluri este datã ȋn figura 4.16.

110
Din punct de vedere practic se disting douã procedee de aplicare a acestei metode: prin apãsarea
caroseriei sau prin lansarea ei.
Prin primul procedeu caroseria vehiculului este apãsatã comprimând arcul amortizorului testat, dupã
care vehiculul este eliberat brusc. Dupã eliberare caroseria va efectua câteva oscilații ale cãror elongații sunt
înregistrate de un vibrograf de o natura oarecare , aparat care se plaseazã , de cele mai multe or i, pe aripa
corespunzãtoare roții cãreia ȋi aparține amortizorul cercetat.
Aparatul înregistreazã mișcarea caroseriei pe o hârtie cãreia i se imprimã o vitezã de 20 -30 mm/s,
obținându -se astfel caracteristica oscilațiilor libere amortizate ale caroseriei, grafic care se exploateazã așa
cum s -a arãtat mai înainte.

Fig. 4.16 Diagnosticarea calitãții suspensiei prin metoda oscilațiilor libere , [12]

Al doilea procedeu de lansare a caroseriei este mai simplu si ușor de aplicat, putându -se obține
elongații mai mari decât cele produse prin metoda apãsãrii – de aceea acest procedeu este mai larg folosit.
într-o prima variantã, roata al cãrei amortizor trebuie verificat este ridicatã cu un cric special a cãrui
construcție permite eliberarea ei bruscã; într -o alta varianta ansamblul este pus sa depãșeascã un obstacol de
tip pan ã 1, ca ȋn fig.4.16 dreapta. Ȋn ambele cazuri vibrograful se monteazã pe aripa sau pe bara de protecție
ȋn apropierea amortizorului testat.
Experiența a arãtat cã rezultatele obținute prin aplicarea acestor procedee sunt influențate mai putin
de presiunea aerului din pneuri, ȋn schimb rigiditatea arcurilor afecteazã considerabil calitatea diagnosticării.
Din acest motiv este absolut obligatoriu, ca ȋn pre alabil, sã se efectueze testarea arcurilor, asigurându -se cã
arcurile aceleiași punți nu au caracteristici elastice diferențiate ȋntre ele cu mai mult de 10%.

111

Capitolul V

Proiectarea piesei din component
(sub)ansamblului.Proiectarea barei de torsiune pentru
suspensia punții fațã , [3], [7], [9], [13]

112

5.1.Condiții tehnice [3],

Arcurile barã de torsiune sunt formate din bare drepte, de secțiune constantã pe toatã
lungimea activã. Secțiunea arcului poate avea diferite forme geometrice, cel mai frecvent fiind
utilizatã bara de torsiune cu secțiunea rotund ã, care asigurã o distribuție uniformã a tensiunii de
torsiune pe ȋntregul contur al secțiunii și permite o rectificare ușoarã a suprafeței exterioare, operație
necesarã pentru mãrirea rezistenței la obosealã. Arcurile barã de torsiune au dimensiuni de gabarit
relative reduse, construcție simplã , montaj și ȋntreținere ușoare, tehnologie de execuție relativ simplã,
capacitate portantã relativ mare și nu au frecãri interioare. Comparativ cu un arc elicoidal, execuția
unei bare de torsiune este relativ simplã, ȋn esențã ea este un arbore drept prevã zut cu câte un
element de fixare la fiecare capãt. Cel mai folosit element de fixare este canelura dreptunghiularã
pentru barele grele (pentru autocamioane) sau triunghiulare pentru barele ușoare (pentru autoturisme
sau autoutilitare). Totuși ca la orice p iesã care suportã nivele de rezistențã așa de ridicate, se impune
o execuție foarte ȋngrijitã. Cea mai criticã secțiune ȋn proiectare apare la joncțiunea dintre corpul
barei și capetele de fixare. Este de preferat ca unghiul de la diametrul minim al capãtu lui de fixare la
diametrul exterior al corpului barei sã nu depãșeascã 15ș. Diametrul minim al capãtului de fixare
rãdãcini știftului ar trebui sã fie cu cel puțin d/7 mai mare fațã de diametrul corpului barei; de
asemenea el ar trebui sã aibe raze de raco rdare la fundul canelurilor pentru a evita concentratorii de
eforturi și ruperea la obosealã.
Cu scopul de a asigura o bunã comportare a barei la solicitãri dinamice fibrele materialului
trebuie sã fie continue, deci mãrirea diametrului la capete se rea lizeazã prin refulare la cald ȋn
conformitate cu procesul tehnologic relatat de firma produc ãtoare. Se admite ȋndreptarea la cald a
barelor de torsiune. Duritatea barelor de torsiune se verific ã atât pe probe (proba de fragilizare, dupã
cãlire, cãlire -revenire) cât și pe cel puțin douã bare dintr -un lot de tratament. Canelurile se executã
prin roluire (deformare plasticã) la cald. Procedeul prin care se face mãrirea rezistenței la obosealã a
suprafețelor exterioare a barei de torsiune, cu excepția a suprafe țelor frontale și a fusului, se
realizeazã prin tasare cu role și prin bombardare cu alice. Ecruisarea (durificarea) barei de torsiune,
se executã ȋn urmãtoarea ordine: tasare cu role a tijei și a razelor de racordare, ecruisare prin
bombardare cu alice a tijei, racordãrilor și canelurilor, ecruisare prin tasare cu role a fundului
canelurilor ( dupã pretensionarea barei). Trasarea cu role a flancurilor se va executa numai dacã nu
trece calibrul canelat de simetrie.

113
5.2.Alegerea materialului , [7]

Materialele pentru arcuri trebuie sã ȋndeplineascã urm ãtoarele proprietați:
– limitã de elasticitate cât mai ridicatã;
– rezistențã la obosealã;
– menținerea proprietaților mecanice la temperaturi ȋnalte;
– rezistențã la coroziune.

Ȋn STAS 795 se prezintã oțeluri la minate la cald pentru arcuri:

– OLC55A, OLC65A, OLC75A, OLC85A;
– 51Si17A, 51VCr11A, 60Si15A, 40Si17A.
Oțelul selectat trebuie sã aibã o cãlibilitate adecvatã pentru a asigura o microstructurã lipsitã
de feritã și o duritate de circa 55HRC la cel puțin jumãt ate din raza corpului barei.
Pentru asigurarea unei rezistențe maxime la obosealã de lungã duratã, farã aparița fragilitații
se vor selecta oțeluri cu un conținut nominal ȋn carbon de 0,60 % și având un grad de puritate foarte
ridicat.
Materialul ales pentru executarea barei de torsiune, este un oțel de calitate superioarã extra.
Acesta este denumit 60Si15A conform STAS 795/92 , având urmãtoarele caracteristici:
– Rezistența la rupere: 1500 N/ ;
– Limita la curgere: 1400 N/ ;
– Alungire a la rupere: min 7%;
– Duritatea: 459 HB.

Figura 5.1.Compoziția chimicã, formele de livrare și domeniile de utilizare ale
oțelului 60Si15A.

114
5.3.Tratamentul termic , [9]

Prin tratament termic se ȋnțelege ansamblul operațiilor tehnologice care constau ȋn ȋncãlzirea și
rãcirea la anumite temperaturi cu anumite viteze de ȋncãlzire și rãcire. Aceste tratamente termice se aplicã ȋn
scopul obținerii proprietaților fizico -chimice dorite. Baza teoreticã a tratamentelor termice o constituie
transformãrile structurale ȋn funcție de variația temperaturii.
La stabilirea tehnologiei de tratament termic trebuie sã se ținã seama, pe lângã caracteristicile finale
urmãrite, și de unele par ticularitãți pe care le prezintã oțelurile pentru arcuri.
Tratamentul termic propriu -zis constã dintr -o cãlire de la o temperature ce nu depașește 870șC, cu rãcire ȋn
apã sau ȋn ulei preȋncãlzit (a cãrei temperatura se menține ȋntre 40…60șC) ȋn vederea oț inerii structurii
martensitice. Tratamentul termic pentru bara de torsiune, constã ȋn cãlire la temperatura de 870ș±10șC,
urmat de revenire la 450ș…480șC.

Figura 5.2.Soluții inovative și moderne de tratament termic, [13]

115
5.4.Fișã film de fabricare

Figura 5.3.a. Fișã film a tehnologiei de fabricare a barei de torsiune

Figura 5.3.b.Fișã film a tehnologiei de fabricare a barei de torsiune

116
5.4.1.Aspecte particulare și etapele principale ale procesului tehnologic , [3]
Procesul tehnologic pentru prelucrarea barelor de torsiune este reprezentat de urmatoarele
grupe de operații:
– prelucrarea suprafețelor laterale și frezarea capetelor;
– prelucrarea gãurilor de centrare;
– strunjirea suprafeței laterale;
– prelucrarea canelurilor prin deformarea plasticã;
– durificarea superficialã;
– tratament termic;
– prelucrarea contur exterior prin deformare plasticã;
– control defectoscopic nedistructiv și pretensionare.

Etapele menționate mai sus, reprezintã ansamblul de operații care prin acțiune simultanã sau
succesivã transformã materia primã ȋn bunuri, ȋn cazul de fațã procesul tehnologic de fabricare a
barei de torsiune.
Procedeele de prelucrare prin deformare plasticã care constau ȋn trecerea forțatã a
materialului printr -un orificiu a cãre i secțiune de ieșire este mai micã decât secțiunea initial, sub acțiunea
unei forțe de tracțiune, se numește tragere.

Figura 5.4.a.Schema de principiu a tragerii [13]

Produsele obținute prin tragere, sunt barele și profilele de diferite secțiuni,

Figura 5.4.b. Produse rezultate prin tragere , [13]

117

Bibliografie

[1] Mateescu V. – “Sisteme de frânare direcțe și suspensie pentru autovehicule, notițe de curs”
[2] Mihalache Stoleru, Florin Zafirescu, Nãstase Câmpean, Dan Vãltenu, “Agenda Automobilului partea I”
Editura Tehnica Bucuresti 1984
* * * https://ro.scribd.com/document/56396211/SISTEMUL -DE-SUSPENSIE#scribd
* * * https://www.autoovarom.ro/intretinerea -sistemului -de-suspensie/
* * * https://ro.scribd.com/document/249898837/Dia gnosticarea -suspeniei
[3] Bejan N. – Fabricarea și repararea autovehiculelor, notițe de curs U.P.B
* * * https://www.ttonline.ro/revista/tehnologii/uttis -tratame nte-termice -brasov
* * * https://ro.scribd.com/document/345759051/Materiale -suspensie
[4] Andreescu Cr. – Dinamica autovehiculelor, notițe de curs, U.P.B
[5] Stoicescu A.P. – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor” Editura Tehnica
Bucuresti
[6] “Suspensii și amortizoare”, Editura Tehnicã, București, 1970
[7] Marincas D, “Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere” Editura didactica și pedagogi cã, București
1982
[8] Buzdugan Gh. – Rezistența Materialelor Editura Academiei Romane, Bucuresti 1991
[9] Gh.Frațilã, Mariana Frațilã, St.Samoilã – “Automobile, construcție ȋntreținere și reparare”.
Gh.Frațilã, Mariana Frațilã, St,Samoila, “Automobile.Cunoaștere” Editura Didacticã și pedagogicã
București
[10] G.Drãghici – “Suspensii și amortizoare” Editura Tehnica București 1970
[11] * * * www2.mercedes -benz.co.uk
* * * www.fiatprofess ional.co.nz
* * * www.fiatprofessional.ro
* * * www.iveco.com
* * * www.fiat.com.ro

118
* * * www.carfolio.com
* * * http://iveco.romil.ro/images/file/date_tehnice_daily/35C14V_MY2009_EEV_FURGON.pdf
* * * https://www.auto -data.net/ro/
[12] * * * https://www.scritub.com/tehnica -mecanica/DIAGNOSTICAREA -SUSPENSIEI93873.php
* * *https://ro.scribd.com/doc/53098114/Monroe -Totul -Despre -Suspensii
* * * https://ro.scribd.com/doc/250613253/Pu n%C8%9Bi
* * * https://ro.scribd.com/doc/262807745/Sistemul -de-suspensie
* * * https://ro.scribd.com/doc/647 41253/Arcuri -Bara -de-Torsiune
* * * https://www.4tuning.ro/tehnica -auto/totul -despre -tipurile -de-punti -si-suspensii -pe-care-le-au-
masinile -noastre -21310.html
[13] * * * http://webbut.unitbv.ro/Carti%20on -line/OM/Jula_Lates_2004/Cap3.pdf
* * * http://www.im.ugal.ro/om/biblioteca/ORGANE%20DE%20MASINI%20VOL%20I.pdf
* * * https://ro.scribd.com/document/129557120/Asamblari -Cu-Elemente -Elastice
* * * https://www.academia.edu/33717311/Calculul_amortizoarelor_hidraulice_telescopic
[14] * * * https://www.continental.com/ro -ro/innovations/produse/anvelope
* * * https://www.anvelodrom.ro/ghid -anvelope
Manual de utili zare Fiat DUCATO MY 2014_Iulie 2015 producție
* * * https://www.auto -soft.ro/info/alegerea -anvelopelor -in-functie -de-dimensiuni -si-indici