Capitolul 1.Organizarea generală.Calcul dinamic 2

CUPRINS
Capitolul 1.Organizarea generală.Calcul dinamic 2
1.1 Organizarea generală si alegerea parametrilor principali 2
1.1.1. Dimensiuni principale 2
1.1.2. Parametrii geometrici ai capacității de trecere 3
1.1.3. Greutatea și capacitatea de încarcare 5
1.1.4. Poziția centrului de greutate și încărcarea pe punți 6
1.1.5. Alegerea pneurilor 8
1.2.Calculul de tracțiune 10
1.2.1. Caracteristica externă a motorului 10
1.2.3. Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului 12
1.2.4. Determinarea vitezei maxime a automobilului 16
1.2.4.1..Randamentul transmisiei (
) 16
1.2.4.2. Coeficientul de rezistență la rulare (f) 18
1.2.4.3 Coeficientul aerodinamic (k) 19
1.2.4.4 Aria secțiunii maxime transversale a autovehiculului (A 20
1.2.5. Determinarea rapoartelor de tramsmitere din cutia de viteze 21
1.2.6..Bilanțul de tracțiune 31
1.2.7 . Bilantul de putere 33
1.2.8. Caracteristica forței la roata 35
1.2.9 . Caracteristica de putere la roată 37
1.2.10 . Caracteristica dinamică 39
1.2.11. Accelerația 41
1.2.12 . Timpul si spațiul de demarare 43
1.3.Calculul de frânare al autovehiculului 46
1.3.1.Decelerația maximă 46
1.3.2.Timpul minim de frânare 47
13.3.Determinarea spațiului de frânare 47
1.3.4.Spațiul de oprire total 48
1.4. Maniabilitatea și stabilitatea 52
1.4.1. Maniabilitatea 52
1.4.2.Stabilitatea 57
1.4.2.1. Stabilitatea longitudinală la derapare 57
1.4.2.2. Stabilitatea transversală la derapare 57
1.4.2.3. Stabilitatea transversală la răsturnare 58
Capitolul 2.Calculul transmisiei longitudinale 63
2.1.Destinația și compunerea transmisiei longitudinale 63
2.1.1.Caracteristici principale ale arborilor cardanici 65
2.2. Construcția transmisiei longitudinale 66
2.2.1.Construcția articulațiilor cardanice 66
2.2.2.Construcția arborilor longitudinali 67
Capitolul 3.Sistemul de tractiune 4×4 78
3.1.Automobilele cu tracțiune integrală AWD & 4WD (4×4) 78
3.2.Sistemul de tracțiune integrală xDrive 85
3.3.Funcționarea programului electronic de stabilitate (ESP) 94
3.3.1.Componentele și schimbul de informații al sistemului ESP 97
3.3.2.Circuitul hidraulic al sistemului de frânare pentru un automobil echipat cu ESP 98
BIBLIOGRAFIE 100
Capitolul 1.Organizarea generala.Calcul dinamic
1.1 Organizarea generala si alegerea parametrilor principali
Pentru a proiecta un nou tip de autovehicul, ținând cont de datele impuse, prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute un număr mare de soluții constructive, deja existente, având caracteristicile autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și punți motoare, de organizare a transmisiei. De asemenea sunt date principalele dimensiuni geometrice, tipul sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei, greutatea utilă și proprie.Analizând cu atenție aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, alegerea roților și determinarea razei de rulare , greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți.
La autovehiculele 4
4 cu tracțiune integrală, motorul se situează în partea din față , iar antrenarea punți se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului . Soluția inițială dezvoltată pentru automobile cu capacitate mărită de trecere , prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roțile automobilului , ameliorându-se calitățile de tracțiune , mai ales în teren greu , unde se reduce riscul patinării roților.
Dimensiuni principale
La stabilirea dimensiunilor principale se au în vedere urmatoarele: planul de bază al automobilului se consideră perfect orizontal, automobilul este imobil, roțile se găsesc in poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă având pneurile la presiunea de regim.
Dimensiunile principale care caracterizează construcția automobilului sunt: dimensiunile de gabarit, ampatamentul, consolele, ecartamentul, garda la sol (lumina), unghiurile de trecere si razele de trecere.
Lungimea totală – 4629 mm ;
Lățimea totală – 1898 mm ;
Înălțime totală – 1655 mm ;
Ampatament – 2807 mm ;
Consolă față – mm ;
Consolă spate – mm ;
Ecartament – 1615 mm ;
Dimensiune anvelope –235/65 R 17 R;
Dimensiunile de gabarit sunt cele mai mari dimensiuni privind lungimea A, lățimea B și înălțimea H ale unui utilaj neîncărcat.(Fig.1.1.1.)
Lungimea automobilului ( A ), reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangenta la acesta în punctele extreme din față și din spate. Toate elementele din față sau din spate ale automobilului sunt incluse în aceste două plane.
Lățimea automobilului ( B ), reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului tangente la acestea de o parte și de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid, cu excepția oglinzilor retrovizoare sunt cuprinse între aceste plane.
Înălțimea vehiculului ( H ), reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă fără încărcătură utilă, cu pneurile unflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime admise.
Ampatamentul ( L ), reprezintă distanța dintre perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului corespunzătoare la două roți consecutive situate de aceiași parte a vehiculului.
Ecartamentul ( E ), reprezintă distanța dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul.
Consola față spate ( C1, C2 ), reprezintă distanța de la punctul extrem din față respectiv spate al vehiculului, până la planul vertical care trece prin centrul roții din față respectiv spate.
Garda la sol ( hf ), reprezintă înălțimea maximă a unui dreptunghi al cărui plan este perpendicular pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului, care împarte acest dreptunghi în două părți egale. Dreptunghiul trebui să se poată deplasa sub vehicul fără să atingă vreun punct al acestuia.
H B1 B2 B
c1 L c2
A
Fig.1.1.1.
1.1.2. Parametrii geometrici ai capacității de trecere
Capacitatea de trecere a unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se deplasa pe drumuri rele și desfundate și în teren natural fără drum, precum și de a putea trece peste anumite obstacole verticale sau șanțuri. Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere sunt :
Lumina sau garda la sol (c), reprezintă distanța verticală dintre partea cea mai de jos a șasiului complet încărcat și planul de susținere.(Fig. 1.1.2.)
Fig. 1.1.2.
Raza longitudinală de trecere (p1) – reprezintă raza suprafeței cilindrice conventionale,figura 1.1.2., tangentă la roțile din față, roțile din spate și punctul cel mai coborât al autovehiculului, situat între punți .
Raza transversală de trecere (p2) – reprezintă raza suprafeței cilindrice convențională, figura 1.1.3., tangentă la punctul cel mai coborât, din față sau din spate și la pneuri .
Fig 1.1.3.
Unghiul de trecere față (α1 ) și unghiul de trecere spate (α2), sunt determinate de tangentele la pneul față, respectiv spate și partea cea mai din față, respectiv din spate a șasiului sau caroseriei (Fig 1.1.4.).
Fig. 1.1.4.
Razele de viraj ale autovehicului caracterizează capacitatea de trecere a automobilului și posibilitatea acestuia de a se înscrie în viraj, cu viteza corespunzătoare, volanul fiind rotit în limitele maxime de bracare a roților de directive.
Raza exterioară de viraj Re reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către roata față, bracata la maxim, exterioară virajului efectuat în jurul punctului O, numit centrul instantaneu de virare.
Raza interioară de virare Ri reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către roata spate interioară virajului, efectuat în jurul puncului O, atunci când roțile directoare sunt bracate la maxim.
Raza exterioară de gabarit R1 reprezintă raza cercului descris in planul căii de rulare de către cel mai îndepartat punct de centrul de virare O, atunci când roțile directoare sunt bracate la maxim.
Raza interioară de gabarit R2 reprezintă raza cercului descris în planul căii de rulare de către cel mai apropiat punct de centrul de virare O, atunci cand roțile directoare sunt bracate la maxim.
Lățimea Av a spațiului ocupat de automobil în viraj, sau fâșia de gabarit, se definește ca fiind aria ocupată de automobil în viraj, cu roțile directoare bracate la maxim; ea este egală cu diferența dintre razele exterioară-Re și interioară-Ri.
Razele de viraj cele mai mici le au automobilele la care toate roțile sunt directoare.
Capacitatea de trecere a automobilului mai este influențată de maniabilitatea și stabilitatea automobilului, de calitatea suspensiei și raportul dintre forța de tracțiune și forța de aderentă dintre roțile motoare și calea de rulare.
1.1.3. Greutatea și capacitatea de încarcare
Masa automobilului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă (mu) și masa proprie (m0).
Masa utilă
Reprezintă o caracteristica esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevazută prin tema de proiectare sau adoptată în funcție de tipul autovehiculului, în concoradanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similar.
Capacitatea de încărcare se precizează de regula în funcție de numărul de locuri la autovehiculele pentru transportul persoanelor și prin sarcina utilă transportată la autovehiculele pentru transport de bunuri.
În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera urmatoarele:
– masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg;
– masa unui pasager: 68 kg;
– masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme și autobuze urbane, 20 kg la autobuze urbane, 25 kg la autobuze turistice;
Pe baza acestor recomandări, masa utilă se determină pentru faza de proiectare în funcție de capacitatea de încărcare și normele STAS, cu următoarele relații:
– pentru autoturisme:
mu=(68+7)
N + mbs [kg]
mu=75
5 + 100=475 kg
Unde: N – numărul de locuri din autoturism ;
mbs – masa bagajului suplimentar (cu valori între 50-200 kg);
ma=mu+m0 [kg]
ma=2305 kg
Greutatea este un parametru care caracterizează calitățile de tracțiune dupa aderența, precum și presiunea specifică pe calea de rulare.
Greutatea G reprezintă suma greutăților proprii Ga (greutatea tuturor agregatelor și mecanismelor din construcția utilajelor, a combustibilului, a trusei de scule, a roții de rezervă) și a greutății utile Gu (greutatea încărcăturii și a persoanelor premise in cabina).
G=Ga+Gu=Ga+(Gm+n
Gp)=1830+475= 2305 daN
Gm=G-Ga-n
Gp =2305-1830-5
75= 100 daN
Gm-greutatea bagajului suplimentar;
Ga=1830 daN –greutatea autovehiculului(se alege din fișa tehnica);
Se consideră greutatea unei persoane Gp=75 daN și numărul lor n=5.
1.1.4. Poziția centrului de greutate și încărcarea pe punți
Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masa se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg(figura 1.1.5.).


Fig.1.1.5. Coordonatele centrului de masă
Coordonatele centrului de greutate se aleg din tabelul 1.1.1 și vor avea următoarele valori:
Tablelul 1.1.1. Coordonatele centrului de greutate
Parametru
 Starea
 Autoturism



 Gol
0,45-0,54


 Încărcat
0,49-0,55



 Gol
0,16-0,26


 Încărcat
0,165-0,26


-autovehicul încărcat:

= 0,55 – coordonatele centrului de greutate față de axa față;

= 0,45 – coordonatele centrului de greutate față de axa spate;
hGinc= 0,8 m – înălțimea centrului de greutate.
-autovehicul descărcat:

= 0,45 coordonatele centrului de greutate față de axa față;

= 0,55 coordonatele centrului de greutate față de axa spate;
hGdesc= 0,56 m – înălțimea centrului de greutate.
G1 este greutatea pe axa față si G2 este greutatea pe axa spate.
-autovehicul încărcat:
G1inc = G

=2305 daN
0,45 = 1037,25 daN;
G2inc = G

=2305 daN
0,55 = 1267,75 daN;
-autovehicul descărcat:
G1desc = (Ga + 2Gp)

= (1830 + 2
75)
0,55 = 1089 daN;
G2desc = (Ga + 2Gp)

= (1830 + 2
75)
0,45 = 891 daN;
1.1.5. Alegerea pneurilor
Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori aceasta lipsind. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin.
Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi: viteza maximă transmisă prin tema de proiect și greutarea ce revine roților din spate și față. În funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relațiile:
-pentru puntea față:
I1inc =
=
= 518,62 daN;
I1desc =
=
= 544,5 daN;
-pentru puntea spate:
I2inc =
=
= 633,87 daN;
I2desc =
=
= 445,5 daN;
În funcție de încărcarea maximă (max I1,I2 = 633,87 daN) se aleg caracteristicile pneului.
Tipul pneului ales : 235/65 R17,
unde:
Lățimea secțiunii anvelopei
B=235 mm;
Raportul dintre înălțimea secțiunii și lățimea secțiunii:
B/H=65 %;
Înălțimea flancului anvelopei:
H=65 % × 235 mm= 152,75 mm;
Tipul anvelopei : R=Radial;
Majoritatea anvelopelor de autoturism sunt de construcție radială, adică pliurile sunt dispuse perpendicular pe direcția de rotație și paralel cu razele cercului anvelopei. Unele pneuri de uz industrial, unele anvelope pentru camioane și vehicule tot-teren au o construcție cu pliuri încrucișate pentru o rezistență crescută la sarcină, șocuri și înțepături. Pneurile de uz normal au renunțat la această constructie în favoarea celei radiale datorită sporului semnificativ de performanță la rulare cu viteze ridicate.
Diametrul jantei în inch. Diametrul cercului interior al anvelopei, în acest caz 17 inch(tol).
Un inch(tol)=2.54 mm
d=17 inch =431,8 mm
Presiunea de regim:
p=3 bar.
Viteza de lucru:
v= 190 km/h
Pentru calculele de dinamica autovehiculul este nevoie de cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic în funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare:
rr= y × r0,
unde: r0 = raza roții libere determinată după diametrul exterior ;
y = coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului din pneu și are valorile:
pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa (6 bari): y=0,93-0,935
pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600 kPa (6 bari): y=0,945-0,95
Se alege y=0,93
r0=
=
=368,65 mm
unde: Dn=d + 2H=431,8 mm + 2
152,75 mm =737,3 mm
rr= y × r0=0,93
368,65 mm = 342,84 mm


Figura 1.1.6. Dimensiunile principale ale pneului
1.2.Calculul de tracțiune
1.2.1. Caracteristica externă a motorului
Performanțele dinamice ale unui autovehicul depind de performanțele motorului puse în evidență de caracteristica externă a motorului. Cunoscând caracteristica externă a motorului se pot stabili cei mai importanți indici de exploatare ai autovehiculului de transport.
Caracteristica externă reprezintă dependența dintre puterea efectiva
, momentul efectiv
, consumul orar de combustibil C si consumul specific de combustibil
, în funcție de turația n a arborelui cotit al motorului, la deschiderea completă a clapetei carburatorului, la MAS, sau la debit maxim al pompei de injecție, la MAC. Pentru un motor existent, caracteristica exterioară se determină pe cale experimentală în slandul de încercare.
Consumul orar C reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motor timp de o oră și se exprimă in kg/h, iar consumul specific
, cantitatea de combustibil exprimată in grame, consumată de motor timp de o oră pentru a dezvolta o putere de 1 kW sau 1 CP, la un regim de lucru.
Între consumul specific
, consumul orar C și puterea efectiva a motorului
, există următoarea legătură:


Punctele definitorii pentru curbele caracteristice sunt:
Turația minimă de funcționare stabile a motorului nmin la care se dezvoltă momentul Me0 si puterea Pe0.
Turația de moment maxim nM la care se dezvoltă momentul maxim Memax și puterea corespunzătoare momentului maxim PeM.
Turația de putere maximă nn la care se dezvoltă momentul Men și puterea maximă Pen.
Intervalul de turații în care funcționeaza motorul este

Zona de turații
se numește zona de nestabilitate, deoarece odată cu scăderea turației, datorită creșterii sarcinii scade și momentul motor produs, fenomen care poate dermina oprirea motorului.
Zona de funcționare, cuprinsă în intervalul de turații
, se numește zonă de funcționare stabile a motorului, deoarece la scăderea turației motorului, cauzată de creșterea rezistențelor la înaintare, crește momentul motor dezvoltat la arborele cotit, fapt ce conduce la învingerea acestor rezistențe suplimentare, fără ca motorul să fie în pericol să se oprească (se stabilește echilibrul necesar între rezistențele la înaintare și momentul motor). Cu cât zona de funcționare stabile ste mai mare cu atât motorul poate asigura mai bin învingerea rezistențelor la înaintare. Mărimea zonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate ke, care este raportul dintre turația momenului maxim nM și turația puterii maxime nn.
Tabelul 1.2.1. Valori recomandate pentru coeficienții de elasticitate (ke) și adaptabilitate (ka)
Tipul motorului





MAS
0,45…0,65
1,10…1,25

MAC
0,55…0,75
1,05…1,15


Cu cât ke este mai mic, cu atât este mai extins domeniul de funcționare stabile.
Variația momentului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptabilitate ka, care este raportul dintre momentul maxim și momentul la puterea maximă.
1.2.3. Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului
Determinarea analitică de face cu următoarea formulă, prin care curba puterii se aproximează cu o parabolă de ordinul 3:


unde coeficienții a, b și c sunt determinați astfel încât curba funcției să aproximeze cât mai bine caracteristica externă obținută pe cale experimentală.
Dacă se adopta coeficientul de elasticitate ke = 0.55, coeficienții a, b și c sunt:






Exemplu pentru turația n=1400 rot/min (tabelul 1.2.3. ):


Curba momentului motor se aproximează cu o parabolă descrisă de formula:




Valorile medii ale coeficienților sunt date în tabelul 1.2.2.
Tabelul 1.2.2 Valorile medii ale coeficienților

Tipul motorului
Valoarea coeficientului
Observații










MAS
1
1
1


MAC în doi timpi
0,87
1,13
1


MAC în patru timpi
0,53
1,56
1,09
Cu injecție directă


0,7
1,3
1
Cu antecameră


0,6
1,4
1
Cu cameră de turbulența


Exemplu pentru turația n = 1800 rot/min (tabelul 1.2.3. )


unde coeficienții
adoptați au valorile
.
Consumul de combustibil depinde de caracteristicile constructive și funcționale ale automobilului și de condițiile în care are loc deplasarea (starea de încărcare, caracteristicile motorului și ale transmisiei, starea tehnică a componentelor automobilului, regimul de deplasare, caracteristicile căii de rulare, stilul de conducere al conducătorului).
Consumul de combustibil poate fii analizat fie cercetând numai motorul automobilului și, în acest sens sunt definiți doi parametrii: consumul orar C și consumul specific ce, fie cercetând consumul de combustibil al automobilului, luat ca ansamblu și, în acest caz se definesc tot doi parametrii: consumul, în kilograme, raportat la o suta kilometri parcurși,
.
Funcționarea economică a motorului se apreciază după consumul specific ce și consumul orar de combustibil C.
Consumul specific reprezintă cantitatea de combustibil, în grame necesară unui motor pentru a obține un W din puterea sa, timp de o oră, la un anumit regim de lucru și este exprimat in [g/kWh].
Curba consumului specific se aproximează cu o parabolă de tipul:




în care:
reprezintă randamentul efectiv –
=0.28…0.42;

reprezintă puterea calorică inferioară a combustibilului

pentru MAC
Se adoptă
=0.40 si

.
Exemplu:
Cu valorile medii ale coeficienților a3 = 1,55, b2 = 1,55, c2 = 1 și pentru turația
n = 2000 rot/min rezultă (tabelul 1.2.3. ):


Consumul orar reprezintă cantitatea de combustibil, consumată de motor în timp de o oră și este exprimată în kilograme pe oră.
Curba consumului orar de poate determina cu formula următoare:


cu cei și Pei corespunzătoare lui ni.
Exemplu pentru turația n=2200 rot/min:


Tabelul 1.2.3. Caracteristica externă a motorului
n[rot/min]
Pe i[kW]
Me i[Nm]
Ce i[g/kWh]
C i[kg/h]

800
31.819
290.336
257.278
8.186

900
36.417
300.837
250.296
9.115

1000
41.067
310.528
243.787
10.012

1100
45.742
319.409
237.751
10.875

1200
52.282
327.480
232.189
12.139

1300
55.066
334.742
227.101
12.505

1400
59.662
341.194
222.485
13.274

1500
64.181
346.836
218.343
14.014

1600
68.596
351.669
214.675
14.726

1700
72.882
355.691
211.479
15.413

1800
77.011
358.904
208.757
16.077

2000
84.700
362.901
204.734
17.341

2200
91.455
363.659
202.604
18.529

2400
97.070
361.178
202.367
19.644

2600
101.338
355.457
204.024
20.675

2800
104.050
346.498
207.574
21.598

3000
105.000
334.300
213.018
22.367


Pe baza valorilor din tabelul 1.2.3. s-a trasat diagrama caracteristicii externe a motorului.


1.2.4. Determinarea vitezei maxime a automobilului
Viteza maximă reprezintă viteza reală în km/h cu care se poate deplasa autovehiculul de transport rutier pe un drum orizontal în condiții normale de aderență, la treapta superioară din cutia de viteze și încărcat cu sarcina maxima utilă.
Viteza teoretică de deplasare vi se exprimă astfel:

sau

în care: rm – reprezintă raza de rulare a roții motoare [m]; n – reprezintă turația motorului [rad/sec].
Viteza reală de deplasare se determină experimental ținînd seama și de patinarea roților.
Pentru determinarea vitezei maxime
pe care o poate atinge autovehiculul se consideră că puterea la puterea la roată maximă (
,
) trebuie să echilibreze sume puterilor necesare învingerii rezistenței la rulare (f,
,
) și rezistenței aerului (kA
):


În ecuația dată mărimile au următoarele semnificații:

reprezintă randamentul transmisiei;

reprezintă puterea maximă a motorului
;
G reprezintă greutatea totala
;
F reprezintă coeficientul de rezistență la rulare care ia în considerare toate pierderile de energie datorate frecării dintre pneu și suprafața drumului și cele datorate frecărilor interioare din pneu; frecarea dintre pneu și drum în timpul rulării este datorată cauciucului și drumului în zona de contact;
k reprezintă coeficientul aerodinamic;
A reprezintă aria secțiunii maxime a autovehiculului.
1.2.4.1..Randamentul transmisiei (
)
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate frecărilor din lagăre, etanșării, angrenării roților dințate etc. Aceste pierderi sunt evaluate cu ajutorul randamentului transmisiei.

,
în care:

este puterea la roțile motoare;

este puterea efectivă a motorului;

este puterea efectivă a motorului;

este momentul efectiv al motorului;

este puterea pierdută prin frecare în transmisie;

este raportul total de transmitere.
Când este cunoscută schema cinematică a transmisiei și randamentele corespunzătoare fiecărui subansamblu (cutie de viteze, transmisie centrală, transmisie finală), randamentul total al transmisiei se poate determina astfel:


unde:

este randamentul cutiei de viteze;

este randamentul cutiei de distribuție (dacă este cazul);

este randamentul transmisiei cardanice;

este randamentul transmisiei centrale;

este randamentul transmisiei finale (dacă este cazul).
Valorile medii ale acestor randamente se obțin prin determinări experimentale asupra autovehiculelor și au următoarele valori:
cutia de viteze:

(în treapta de priză directă);

(în celelalte trepte);
reductor distribuitor:

transmisia cardanica:

transmisia principală:
pentru transmisii principale simple

pentru transmisii principale duble;
Randamentul transmisiei se poate determina pe cale experimentală prin măsurarea simultană a momentelor de torsiune la arborele cotit al motorului și la roțile motoare utilizând relația:


Calculul randamentului maxim al transmisiei se mai poate determina după numărul perechilor de roți dințate aflate în același timp în angrenare, cunoscând schema cinematică a transmisiei adoptată în prealabil:


în care:
este randamentul angrenajelor cilindrice;

este randamentul angrenajelor conice;
n1 și n2 reprezintă numărul de perechi de roți dințate cilindrice, respectiv conice aflate simultan în angrenare.
Pentru calcule preliminare se poate adopta
=0,82…0,92 (limita inferioară este pentru autovehicule de transport grele prevăzute cu cutii de distribuție sau cu reductor central în două trepte).
Randamentul transmisiei depinde de o serie de factori, cum sunt: cantitatea, calitatea și temperatura lubrifiantului din carterele organelor transmisiei, calitatea pieselor (precizia execuției și rigurozitatea suprafeței) și precizia montajului.
Micșorarea randamentului are loc pe durata exploatării autovehiculului ca urmare a uzurii pieselor, uzură ce contribuie la creșterea jocurilor și a angrenărilor incorecte cu consecințe asupra măririi frecărilor și, deci a creșterii pierderilor de putere în transmisie.
1.2.4.2. Coeficientul de rezistență la rulare (f)
Până în prezent relațiile utilizate pentru calculul coeficientului de rezistență la rulare f au la bază determinări experimentale. Astfel, s-au elaborat mai multe variante de calcul, după cum urmează:

,
unde: v – viteza de deplasare,
,

– coeficientul de rezistența la rulare pentru viteza nulă,

și
– coeficienții care au valorile exemplificate in tabelul 1.2.4.
Tabelul 1.2.4. Parametrii pentru calculul coeficientului de rezistența la rulare
Tipul pneului







Radial
Cord metalic
Cord textil
1,3295

1,3854

2,8664

1,2137

1,8036

1,6830


Diagonal
Secțiune foarte joasă
Secțiune joasă
Superbalon
1,6115

1,6110

1,8360

9,8130

1,0002

1,8725

2,3214

2,9152

2,9554



Pentru coeficientul de rezistență la rulare se poate adopta o valoare medie
exemplificată în funcție de tipul si starea căii de rulare, în tabelul 1.2.5.
Tabelul 1.2.5. Valorile medii ale coeficientului de rezistenta la rulare f
Tipul căii de rulare
Starea căii de rulare
Coeficientul de rezistența
la rulare f

Șosea asfaltată sau betonată
Bună
0,015-0,018


Satisfăcătoare
0,018-0,020

Drum pietruit
Bună
0,020-0,025

Drump pavat
Bună
0,025-0,030


Cu denivelări
0,035-0,050

Drum de pământ
Uscat-bătătorită
0,025-0,035


Dupa ploaie
0,050-0,150


Desfundată
0,100-0,250

Drum nisipos și nisipo-lutos
Uscată
0,100-0,300


Umedă
0,040-0,060

Drum de gheață
-
0,015-0,030

Drum cu zăpadă
Bătătorită
0,030-0,050


Adâncă
0,180-0,200

Teren cu sol argilo-nisipos și argilos
Uscat
0,040-0,050


În stare plastică
0,100-0,200


În stare de curgere
0,200-0,300

Pajiște
Cosită
0,070-0,090


Necosită
0,080-0,100

Miriște
-
0,100-0,120

Arătură
Așezată
0,120-0,140

Câmp
Cu arătura proaspătă
0,180-0,220


Cultivat
0,160-0,200

Mlaștină
Cu vegetație
0,200-0,250


Se adoptă din tabelul 1.2.4.:

– coeficient de rezistență la rulare pentru viteza nulă


1.2.4.3 Coeficientul aerodinamic (k) se exprimă prin relația:

, unde:

=1,225
este densitatea aerului la temperatura mediului ambiant de t=
C și presiunea atmosferică de p=1 atm=760 mmHg
k=0,6125
=0,6125
0,30 = 0,183

Coeficientul de rezistență a aerului
ține seama de rezistența la înaintare datorită formei autovehiculului, care determină formarea turbioanelor de aer în jurul caroseriei. Valorile acestui coeficient sunt exemplificate în tabelul 1.2.6. în funcție de tipul autovehiculului și a formei sale.
Talelul 1.2.6.Valorile coeficienților de rezistență a aerului

Autoturisme


Autocamioane



nestudiate aerodinamic
semprofilate
profilate în tunel aerodinamic
0,95
0,56
0,20…0,45
platformă deschisă
furgon neprofilat
autotren profilat
0,94
0,65…0,90
0,55…0,60


1.2.4.4 Aria secțiunii maxime transversale a autovehiculului (A) se poate determina după desenul de ansamblu, în vedere frontală, sau pe cale experimentală prin proiectarea umbrei autovehiculului pe un ecran vertical.
O determinare suficient de exactă se face cu formula:

,
în care: E = 1615 mm reprezintă ecartamentul mediu al autovehiculului;
H = 1655 mm reprezintă înălțimea autovehiculului;

reprezintă un coeficeint de corecție (în medie, se poate considera
= 1).

=
= 2,67

În cazul în care pentru calculul coeficientului de rezistență la rulare f se utilizează relația :

, relația după care se determina viteza maximă :

devine:


Dacă se notează cu:

și

se determină viteza maximă ca rădăcină a ecuației de gradul trei:


unde termenii B și C sunt:




Valoarea vitezei maxime este:



= 48,83 m/s

=48,83 m/s ∙ 3,6 = 175,78 km/h
Valoarea vitezei maxime obținute anterior se verifică cu valorile din tabelul 1.2.7.
Tabelul1.2.7. Valorile medii ale vitezelor maxime de deplasare
Tipul automobilului









Autoturism
capacitate mică
capacitate medie și mare
1,85 – 3
3,7 – 9,2
90 – 120
130 – 180

Autobuz
urban
interurban
1,0 – 1,3
0,95 – 1,12
75 – 85
100 – 130

Autocamion
tonaj mic
tonaj mediu și mare
2,6 – 4,0
0,74 – 2,2
90 – 100
70 – 80

Autotren
0,44 – 0,74
60 – 70




1.2.5. Determinarea rapoartelor de tramsmitere din cutia de viteze
Funcționarea automibilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiin foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru a putea acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.
Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze presupune parcurgerea următoarelor etape:
determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

determinarea raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze
;
stabilirea rației după care se face împarțirea în trepte q;
stabilirea numărului de trepte i și aflarea rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze
.
Stabilirea raportului de transmitere al transmisiei principale
(raport de demultiplicare obținut în afara cutiei de viteze CV) se face în condiția obținerii vitezei maxime, plecând de la relația:
, în care:

reprezintă viteza unghiulară a roții [1/s];

reprezintă viteza unghiulară a motorului [1/s];

reprezintă viteza maximă de deplasare a autovehiculului [m/s];

reprezintă raza de rulare a roții motoare [m];

reprezintă turația motorului la viteza maximă [rot/min].
În urma înlocuirii în relația initial, se obține valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale
:


în care turația corespunzătoare vitezei maxime
este:

,unde
este turația nominală a motorului


3000
= 3150



Determinarea raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze
.
Raportul de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze se calculează în funcție de panta maxima (
), fără cutie de distribuție
.
Acest raport de transmitere trebuie să îndeplinească condiția ca forța maxima la roată să fie mai mare decât rezistența la înaintare pe panta maxima, caracterizată de coeficientul rezistenței totale a drumului
și forța la roată să nu depașească vaoarea aderenței roților motoare pe panta maxima.


în care: G este greutatea totală a autovehiculului [N];

este raza de rulare a roții motoare [m];

este momentul maxim al motorului [Nm];

este randamentul transmisiei;

este coeficientul de încărcare dinamică;

este greutatea ce revine punților motoare [N];

este coeficientul de aderența, adoptat din tabelul 1.2.8.
Tabelul 1.2.8.Valorile medii ale coeficientului de aderență

Calea de rulare
Coeficientul de aderență

Categoria
Starea
Pneuri de înaltă presiune
Pneuri de joasă presiune
Pneuri pentru autovehicule cu capacitate mare de trecere

Beton-asfalt
uscat
0,50-0,70
0,70-0,80
0,70-0,80


umed
0,35-0,45
0,45-0,55
0,50-0,60


umed murdar
0,25-0,45
0,25-0,40
0,50-0,60

Piatră bolovani
uscat
0,40-0,50
0,50-0,55
0,60-0,70

Piatră spartă
uscat
0,50-0,60
0,60-0,70
0,60-0,70


umed
0,30-0,40
0,40-0,50
0,40-0,55

Calupuri de lemn
uscat
0,50-0,70
0,60-0,75
0,50-0,60


umed
0,30-0,40
0,40-0,50
0,50-0,60




Membrul stâng al inecuației este:


în care:

f = 0,017 este coeficientul de rezistență la rulare și se alege din tabelul 4.2.
Greutatea aderentă se calculează pentru un autovehicul 4×4 și are următoarea formula:


Membrul drept al inecuației este:


în care:
este coeficientul de aderență, adoptat din tabelul 1.2.8.


Se adoptă
= 4,3.
Se recalculează unghiul rampei maxime pe care o poate urca autovehiculul cu raportul de transmitere în treapta I
= 4,3.


de unde rezultă că
.
Dacă se consideră că schimbarea treptelor de viteză se face instantaneu, rapoartele de transmitere din cutia de viteze formează o serie geometrică a cărei relație este:


Numărul minim de trepte se calculează folosind relația:


Se adoptă n=5 trepte de viteze.
Rapoartele de transmitere pentru treptele de viteza se calculează cu relația:


Rezultând următoarele valori:
Tabelul 1.2.9. Valorile calculate ale rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Treapta de viteză
Valoarea raportului
Relația de calcul

Tr. I
4,3



Tr. II
2,98



Tr. III
2,07



Tr. IV
1,44



Tr. V
1



 Se calculează viteza maxima în fiecare treaptă cu relația:



- viteza maxima în treapta I;

– viteza maxima în treapta a II-a;

– viteza maxima în treapta a III-a;

– viteza maxima în treapta a IV-a;

– viteza maxima în treapta a V-a;
Cu valorile vitezelor pe trepte și a turațiilor de schimbare corespunzătoare se trasează diagrama treptelor de viteze ale autovehiculului, numită și diagrama ferăstrău.
Relațiile de calcul pentru rația de etajare și raportele de transmitere s-au determinat considerând că trecerea dintr-o treaptă în alta se face instantaneu. În condiții reale, trecerea de la o treapta la alta, se realizează într-un interval de timp care depinde de tipul cutiei de viteze, tipul motorului și îndemânarea conducătorului auto.
Diagrama fierăstrău


Tabelul 1.2.10


Tabelul 1.2.11.


Tabelul1.2.12.

Tabelul1.2.13.


Tabelul.1.2.14.

1.2.6..Bilanțul de tracțiune
Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul forțelor care acționează asupra autovehiculului la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare, având admisia plină într-o treaptă oarecare a cutiei de viteze, respectiv forța totală la roată FR echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare:
FRi = Rri + Rp + Rai + Rdi
în care:
FRi =
cu Mei = f(ni)
Rri = G
fi
fi = f0 + f02
3.62
vi2
Rai = K
S
vi2
Rdi = FRi – (Rr + Rp + Ra)
Rr – rezistența la rulare ;
Rp – rezistența la pantă ;
Ra – rezistența aerului ;
Rd – rezistența la demarare ;
Pentru turația ni = 2100 din treapta I de viteza conform tabelelor de viteze aceste mărimi sunt:
FR2100 =
N
Rr2100 = 23050
0,016326 = 376,3 N
f2100 = f0 + f02
3.62
vi2 = 0,016326 N
Ra2100 = 0,183
2,67

7,572 = 27,98 N
Rd2100 = 8633,29 – (376,3 + 6433,51 + 27,98) = 1795,47 N
Pe baza valorilor din tabelul 1.2.10. se trasează diagrama bilanțului de tracțiune în treapta I de viteză.


1.2.7 . Bilantul de putere
Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintă echilibrul dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesară învingerii rezistențelor la înaintare într-o treaptă oarecare a cutiei de viteze.
Pentru turația ni cuprinsă în intervalul de calcul [nmin…nmax] avem :
PRi = Pri + Pp + Pai + Pdi
PR = FR
vi
Pri = G
vi
Pai = k
A
vi3
Pdi = PRi –(Pr + Pp + Pa )
PR – puterea la roată;
Pr – puterea disipată la rulare;
Pd – puterea constantă datorită rezistenței la demarare;
Pp – puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei ;
Pa – puterea pentru invingerea rezistenței aerului ;
Pentru turația ni=2100 din treapta I de viteză conform tabelelor de viteze aceste mărimi sunt:
PR2100 = 5983,07
10,92 = 65335,55 W
Pr2100 = 23050
0,016561
10,92 = 4168,4 W
Pa2100 = 0,183
2,67
10,922 = 636,27 W
Pd2100 = 60530,87 W
Pe baza valorilor din tabelul 1.2.10. se trasează diagrama bilanțului de putere în treapta I de viteză.


1.2.8. Caracteristica forței la roata
Curba de variație a forței motoare la roata FR pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză în funcție de viteza v de deplasare a autovehiculului FR = f(v), se numește caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată.
Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului, pornind de la curba puterii efective sau de la curba momentului efectiv, cu relațiile:
FR=
sau FR=

unde: Mek este momentul efectiv al motorului la turația k ;
i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale ;
ik este raportul total al transmisiei ;
rr este raza de rulare a roții motoare ;
Pek este puterea efectivă a motorului la turația k ;
v este viteza de deplasare.
Pe baza datelor din tabelele 1.2.10.-1.2.14. s-a trasat diagrama caracteristicii de tracțiune.


1.2.9 . Caracteristica de putere la roată
Curba de variație a puterii la roată PR pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze in funcție de viteza v de deplasare a autovehiculului PR=f(v), se numește caracteristica de putere.
Caracteristica se face pornind de la caracteristica externă a motorului prin schimbarea turației n din abscisă, cu viteza de deplasare a vehiculului v.
Legătura dintre aceste mărimi este dată de relația :
Vk =

unde: rr este raza de rulare [m];
nk este o turație din intervalul de turații nmin……..nmax a motorului [rot/min];
i0 este raportul de transmitere din transmisia centrală;
icvi este raportul de transmitere din treapta I a cutiei de viteze;
vk este viteza de deplasare corespunzătoare turației nk în treapta I a cutiei de viteze[m/s] .
Pe baza datelor din tabelele 1.2.10.-1.2.14. s-a trasat diagrama caracteristicii de putere.


1.2.10 . Caracteristica dinamică
Forța de tracțiune disponibilă, Fe = FR – Ra se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare. Ea concentrează dinamicitatea autovehiculului și nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehiculele de greutăți diferite, deoarece calitățile dinamice ale autovehiculului cu greutatea totală mai mică sunt superioare celor cu greutate totală mai mare.
Aprecierea comparativă a performanțelor se face cu ajutorul unui parametru adimensional, numit factor dinamic D. Acesta prezintă raportul dintre forța de tracțiune disponibilă și greutatea automobilului G definit prin urmatoarea relație:
D=
=

unde: FR este forța la roată
Ra este forta de rezistență a aerului
Pe baza datelor din tabelele 1.2.10.-1.2.14. s-a trasat diagrama caracteristicii de dinamică.


1.2.11. Accelerația
Cea mai folosita metodă de determinare a accelerației autovehiculului la o anumită viteză v pe un drum caracterizat de o anumită rezistență totală
este cea care utilizează caracteristica dinamică.
Luând ca punct de plecare relația :
D=
+


se deduce :
a=

Accelerația autovehiculului caracterizează în general calitățile lui dinamice, deoarece în condiții egale, cu cât crește accelerația cu atât viteza de exploatare va fi mai mare.
În ipoteza că autovehiculul se deplasează pe un drum orizontal, pentru turatia ni, relația dintre a și D este:
ai=

unde: k este numărul treptei de viteză;

este coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație ;
Coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație se calculează cu relația:

=1 + 0.05
icvk2
Rezultând pentru fiecare treaptă de viteza următoarele valori :

= 1.69

= 1.5

= 1.13

= 0.66

= 0.09

= -0.35
În treapta a III a pentru n=1800 rot/min accelerația este:
a1800=
= 1.301 m/s2
Pe baza datelor din tabelele 1.2.10.-1.2.14. s-a trasat diagrama accelerației.


1.2.12 . Timpul si spațiul de demarare
Posibilitatea de demarare a autovehiculului este caracterizată de accelerație, dar pentru a avea termeni de apreciere mai ușor de utilizat în comparație cu alte tipuri de autovehicule este necesară determinarea spațiului și a timpului de demarare.
Prin timp de demarare td se ințelege timpul în care un autovehicul care pleacă de pe loc atinge 0,9 din viteza maximă. Spațiul parcurs se numeste spațiu de demarare sd.
Pentru realizarea spațiului și timpului aferent acestuia se aplică urmatoarele ipoteze simplificatoare:
motorul funcționează pe caracteristica externă
schimbarea treptelor se face instantaneu
Pe intervalele de turații vom avea:
ti = ti-1 +
in care
se numeste interval de demarare și se determină cu relația:

=

vi – vi-1)
Pentru calculul spațiului de demarare se folosesc relațiile :
sdi =si-1 +

Pentru turația ni = 2100 în trepta I de viteză avem :

=

7.57 – 6.50) = 0.58 s
t2100 = ti-1 +

t2100 =4.01 + 0.58 =4.59 s ,
iar spațiul de demarare :

= 0.58

= 4.07 m

= s2000 +


= 12.62 + 4.07 =16.69 m




1.3.Calculul de frânare al autovehiculului
În procesul de frânare mișcarea autovehiculului este decelerată ca urmare a acțiunii forței de frânare generată la comandă de către conducător prin intermediul unui sistem dedicat ce intră în alcătuirea constructivă a autovehiculului.
Frânarea este procesul prin care, controlat, se reduce parțial sau total viteza autoutilitarei. În timpul frânării o parte din energia cinetică acumulată de automobil se consumă pentru învingerea rezistenței la rulare și a rezistenței aerului, iar restul se transformă în căldură prin frecare în sistemul ce asigură încetinirea ansamblului rutier.
1.3.1.Decelerația maxima
Decelerația maximă se calculeaza astfel:
Frânarea are loc pe toate roțile.


unde:

0,7 – asfalt uscat (a.us.);

0,015 – asfalt uscat;

0,183;

2,67
;

23050 N
Pentru v = 9 m/s și rulare pe asfalt uscat (a.us) accelerația de frânare este:




Pentru v = 9 m/s și rulare pe zăpadă bătătorită, accelerația de frânare este:

– zăpadă bătătorită (z.b);

0,03 – zăpadă bătătorită;


Frânarea pe roțile punții din față este dată de relația:



0,7 – asfalt uscat
b/L = 0,45 m

= 0,28 m
Pentru viteza v = 13 m/s și rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este:




Frânarea pe roțile punții din spate.
Frânarea pe roțile punții din spate este dată de relația:


a/L = 0,55 m
Pentru viteza v = 18 m/s și rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este:




Relațiile pentru calculul decelerațiilor au fost obținute în ipoteza că la toate roțile frânate, forța dezvoltată este egală cu valuarea permisă la aderență dintre roată și calea de rulare.
1.3.2.Timpul minim de frânare


Pentru viteza v = 23 m/s și rulare pe zăpadă bătătorită, timpul minim de frânare este:


13.3.Determinarea spațiului de frânare
Spațiul de frânare se calculează cu relația:


Pentru viteza v = 29 m/s și rulare pe asfalt uscat, spațiul de frânare este:




1.3.4.Spațiul de oprire total
În condiții reale în procesul de frânare apare un timp suplimentar datorat factorului uman și timpilor tehnici:


unde:

– timp de reacție al conducătorului – 0,5 s;

– întârzierea începerii acțiunii de frânare
(jocuri saboți, jocuri bucși…) – 0,4 s;

– creșterea forței de frânare
(acționare pneumatică, hidraulică…) – 0,3 s;
Timpul suplimentar este:


Timpul suplimentar introduce un spațiu suplimentar de frânare.


Pentru viteza v = 13 m/s și rulare pe asfalt uscat, spațiul suplimentar este:


Spațiul de oprire va fi:


Pentru viteza v = 18 m/s și rulare pe asfalt uscat, spațiul de oprire va fi:


Tabelul 1.3.1 Valorile centralizate ale deceleratiei maxime ,timpului minim de franare,spatiului de franare si spatiului de oprire total
V[m/s]
Tip drum
Fi
f
a(F+s) m/s
a(F) m/s
a(S) m/s
tf min (s)
Sfmin (m)
So (m)
Ss (m)

0
a. us.
0.7
0.015
7.150
3.918
3.219
0.000
0.000
0.000
0.000

0
a. um.
0.45
0.012
4.620
2.317
2.198
0.000
0.000
0.000
0.000

0
p.b.
0.5
0.025
5.250
2.616
2.412
0.000
0.000
0.000
0.000

0
z.b
0.2
0.03
2.300
0.953
1.042
0.000
0.000
0.000
0.000

9
a. us.
0.7
0.015
7.167
3.935
3.236
1.286
5.664
15.114
9.450

9
a. um.
0.45
0.012
4.637
2.334
2.215
2.000
8.766
18.216
9.450

9
p.b.
0.5
0.025
5.267
2.633
2.429
1.800
7.714
17.164
9.450

9
z.b
0.2
0.03
2.317
0.971
1.059
4.500
17.609
27.059
9.450

13
a. us.
0.7
0.015
7.186
3.954
3.255
1.857
11.818
25.468
13.650

13
a. um.
0.45
0.012
4.656
2.353
2.234
2.889
18.290
31.940
13.650

13
p.b.
0.5
0.025
5.286
2.652
2.448
2.600
16.095
29.745
13.650

13
z.b
0.2
0.03
2.336
0.989
1.077
6.500
36.739
50.389
13.650

18
a. us.
0.7
0.015
7.219
3.987
3.288
2.571
22.657
41.557
18.900

18
a. um.
0.45
0.012
4.689
2.386
2.267
4.000
35.065
53.965
18.900

18
p.b.
0.5
0.025
5.319
2.685
2.481
3.600
30.857
49.757
18.900

18
z.b
0.2
0.03
2.369
1.022
1.110
9.000
70.435
89.335
18.900

23
a. us.
0.7
0.015
7.262
4.030
3.331
3.286
36.993
61.143
24.150

23
a. um.
0.45
0.012
4.732
2.429
2.310
5.111
57.251
81.401
24.150

23
p.b.
0.5
0.025
5.362
2.728
2.524
4.600
50.381
74.531
24.150

23
z.b
0.2
0.03
2.412
1.066
1.154
11.500
115.000
139.150
24.150

29
a. us.
0.7
0.015
7.328
4.096
3.397
4.143
58.811
89.261
30.450

29
a. um.
0.45
0.012
4.798
2.495
2.376
6.444
91.017
121.467
30.450

29
p.b.
0.5
0.025
5.428
2.795
2.591
5.800
80.095
110.545
30.450

29
z.b
0.2
0.03
2.478
1.132
1.220
14.500
182.826
213.276
30.450

34
a. us.
0.7
0.015
7.395
4.163
3.464
4.857
80.839
116.539
35.700

34
a. um.
0.45
0.012
4.865
2.562
2.443
7.556
125.108
160.808
35.700

34
p.b.
0.5
0.025
5.495
2.861
2.657
6.800
110.095
145.795
35.700

34
z.b
0.2
0.03
2.545
1.198
1.287
17.000
251.304
287.004
35.700

39
a. us.
0.7
0.015
7.472
4.240
3.541
5.571
106.364
147.314
40.950

39
a. um.
0.45
0.012
4.942
2.639
2.520
8.667
164.610
205.560
40.950

39
p.b.
0.5
0.025
5.572
2.939
2.735
7.800
144.857
185.807
40.950

39
z.b
0.2
0.03
2.622
1.276
1.364
19.500
330.652
371.602
40.950

48.83
a. us.
0.7
0.015
7.638
4.406
3.707
6.854
160.985
211.364
50.379

48.83
a. um.
0.45
0.012
5.108
2.805
2.686
10.662
249.143
299.522
50.379

48.83
p.b.
0.5
0.025
5.738
3.104
2.900
9.596
219.246
269.625
50.379

48.83
z.b
0.2
0.03
2.788
1.441
1.530
23.990
500.452
550.831
50.379






1.4. Maniabilitatea și stabilitatea
Maniabilitatea și stabilitatea sunt calități independente importante pentru deplasarea și siguranța autovehiculului și sunt influențate de: sarcina statică si dinamică, viteza de deplasare, aderența, unghiurile făcute de planul drumului cu planul orizontal și caracteristicile constructive.
Maniabilitatea și stabilitatea au mare importanță pentru securitatea circulației rutiere a autovehiculului, ele depinzând de caracteristcile sale constructive, de caracteristicile căii de rulare precum și de regimul de deplasare.
1.4.1. Maniabilitatea
Maniabilitatea este proprietatea autovehiculelor de a menține direcția de mers rectiliniu și de a urma traiectoria imprimată la virare. Conducătorul autovehiculului pentru a comanda mișcările dorite acționează asupra sistemului de direcție, asupra sistemului de propulsie și asupra sistemului de frânare, prin comenzi specifice.
Operația de orientare a autovehiculului pe traiectorie curbilinie se numește virare. Virajul este considerat corect dacă roțile directoare ale autovehiculului rulează fără alunecări laterale. De aceea este necesar ca toate roțile automobilului să descrie cercuri concentrice în jurul unui singur punct, numit centru efectiv de viraj. La automobilele cu 4 roți centrul efectiv de virare este situat la intersecția dintre axa punții spate și axele roților directoare.
Pentru aceasta trebuie ca roata de directive interioară virajului să fie rotită cu un unghi de bracare mai mare decât unghiul de rotire a roții exterioare virajului (
) .


Fig 1.4.1 Schema virării corecte a automobilului
Condiția de virare corecta, se obține când toate punctele autovehiculului descriu cercuri concentrice in O(figura 1.4.1.)
Condiția de virare corectă valabilă pentru orice regim de mișcare este:
ctg
– ctg
=
– numită si condiția lui Ackermann
Unghiurile de bracare ale roților sunt diferite pe puntea directoare:
tg
=
si tg
=

unde: L este ampatamentul;
Rv este raza de virare;
Ep este ecartamentul corespunzător celor doi pivoți;
E1 este ecartamentul punții față;
E2 este ecartamentul punții spate ;
Ep=(0.7…0,95)
E1=0,8
1615=1292 mm
Se adoptă
= 50o.
Se calculează :

= arctg
= arctg
= 37,58 o
Unghiul de bracare mediu este:

=
= 44,50o
Raza minimă de virare va fi :
Rvmin=
= 2,92 m
Fâșia de gabarit Bg este lățimea ariei geometrice de șasiu în timpul deplasării. Ea este determinată de diferența dintre razele interioare și exterioare de viraj.
Bg=Rext – Rint
unde:
Rext =
+

Rint =
–

Bg= L
+E2 – Ep
La raza de virare de 120 m (tabelu 1.4.1.) valorile unghiului de bracare și fâșia de gabarit corespunzătoare se determină astfel:

= arctg
1,330o

= arctg
=1,34o

=
=1,337o
Bg=2,80m
=1,647 m
Tabelul 1.4.1.Valorile razelor de virare, unghiurilor de bracare si fâșiei de gabarit
Rv(m)

e[o]

i[o]

[o]
Bg(m)

2.922
38.123
50.894
44.509
2.582

20
7.723
8.232
7.978
1.804

40
3.941
4.070
4.005
1.711

60
2.643
2.701
2.672
1.680

80
1.988
2.021
2.005
1.664

100
1.594
1.614
1.604
1.654

120
1.330
1.344
1.337
1.647

140
1.141
1.151
1.146
1.643

160
0.999
1.007
1.003
1.639

180
0.888
0.894
0.891
1.637

200
0.800
0.805
0.802
1.635

220
0.727
0.731
0.729
1.633

240
0.667
0.670
0.668
1.631

260
0.615
0.619
0.617
1.630

280
0.572
0.574
0.573
1.629

300
0.534
0.536
0.535
1.628






1.4.2.Stabilitatea
1.4.2.1. Stabilitatea longitudinală la derapare
Stabilitatea longitudinală a autovehiculului este capacitatea acestuia de a se opune alunecării sau patinării longitudinale, precum și răsturnării în raport cu o axă transversală. Pierderea stabilității longitudinale a autovehiculului apare la urcare rampelor dau coborârea pantelor mari, în timpul demarajului sau frânării, prin patinare sau alunecare longitudinală sau prin răsturnare.
A1. Condiția de stabilitate la răsturnare pe pantă longitudinală în jurul punții din spate, fără ca în prealabil să apară patinarea este:

;

unde: b este distanța de la centrul de greutate la puntea din spate;

este înălțimea centrului de greutate.
A2. Condiția ca răsturnarea să nu fie posibilă datorită patinării roților motoare de pe puntea din spate este:

;

A3. Condiția de siguranță la derapare impune ca unghiul
la care se produce răsturnarea longitudinală să fie mai mare decât unghiul la care are loc patinarea roților motoare
:

condiție îndeplinită
.
B1. Condiția de stabilitate longitudinală la coborârea pantei mari cu autovehiculului încărcat si frânat este:

;

unde: a este distanța de la centrul de greutate la puntea din față;
B2. Condiția ca răsturnarea să nu fie posibilă datorită alunecării roților este:

– condiție îndeplinită
C. Viteza critică la care apare pericolul răsturnării provocat de rezistența aerului care descarcă foarte mult puntea din față este:


1.4.2.2. Stabilitatea transversală la derapare
Prin stabilitatea transversală se înțelege capacitatea autovehiculului rutier de a se opune alunecării sau răsturnării transversale în raport cu dreapta ce unește centrele punctelor de contact ale roților de pe aceeași parte.
Pierderea stabilitații transversale se poate produce fie prin deraparea autovehiculului, fie prin răsturnarea transversală ca urmare a acțiunii componentei transversale a forței centrifuge care apare la deplasarea în viraj sau sub acțiunea componentei greutații paralele cu drumul, la deplasarea lui pe drumuri cu înclinare transversală.
Unghiul la care are loc deraparea datorită greutății autovehiculului paralel cu calea de rulare, pe un drum rectiliniu, înclinat transversal cu un unghi β este:

,

pe asfalt uscat
= arctg 0,7∙0,75 =

Pentru virajul cu rază și viteze constante, viteza de derapare se calculează cu relația:


Se calculează viteza de derapare pentru următoarele valori ale unghiului de înclinare transversală a căii de culare:





Pentru raza de virare Rv=20 m, βd=
și calea de rulare asfalt umed, viteza limită la derapare:


Valorile vitezelor limită de derapare pentru diferite mărimi ale razei de virare și pentru două tipuri de drumuri sunt indicate în tabelele 1.4.2.1. si 1.4.2.2.
1.4.2.3. Stabilitatea transversală la răsturnare
Ca și în cazul stabilitații longitudinale, pierderea stabilității transversale se poate manifesta prin răsture în jurul unei axe care unește centrele de contact ale roților exterioare virajului cu calea sau prin alunecare după direcția radială a curbei.
Răsturnarea transversală se produce, în momentul în care roțile de pe aceeași parte a autovehiculului încep să piardă contactul cu calea de rulare. Pentru virajul cu raze și viteze constante, viteza limită de răsturnare se determină cu relația:


Raportul Em/2hG se numește coeficient de stabilitate transversală a autovehiculului sau prag de răsturnare și este relativ ușor de analizat deoarece necesită cunoașterea doar a doi parametri ai vehiculului: ecartamentul Em și înălțimea centrului de greutate hG.
Pentru o rază de virare RV=100 m, pentru unghiul limită de înclinare transversală βt=
pentru autovhicul încărcat hG=0,8 m și ecartamentul mediu de:


Viteza de răsturnare este:

35,30

Valorile lui vr sunt centralizate în tabelele 1.4.2.3. si 1.4.2.4.
Tabelul 1.4.2.1.
Vd -zapada batatorita (
=0.2;
y=0.16)

Rv
 B=0
B=2
B=4
B=6

2.922
2.162
2.393
2.607
2.807

20
5.657
6.261
6.820
7.344

40
8.000
8.855
9.644
10.385

60
9.798
10.845
11.812
12.719

80
11.314
12.522
13.639
14.687

100
12.649
14.001
15.249
16.421

120
13.856
15.337
16.704
17.988

140
14.967
16.566
18.043
19.429

160
16.000
17.709
19.288
20.771

180
16.971
18.784
20.459
22.031

200
17.889
19.800
21.565
23.222

220
18.762
20.766
22.618
24.356

240
19.596
21.690
23.623
25.439

260
20.396
22.575
24.588
26.478

280
21.166
23.427
25.516
27.477

300
21.909
24.250
26.412
28.441


Tabelul 1.4.2.2.
Vd -asfalt uscat (
=0.7; (
1=0.56)

Rv
B=0
B=2
B=4
B=6

2.922
4.045145
4.210738
4.376827
4.5442

20
10.58301
11.01623
11.45076
11.88865

40
14.96663
15.57931
16.19382
16.81308

60
18.3303
19.08067
19.8333
20.59174

80
21.16601
22.03246
22.90152
23.77729

100
23.66432
24.63304
25.60468
26.58382

120
25.92296
26.98415
28.04852
29.12111

140
28
29.14621
30.29586
31.4544

160
29.93326
31.15861
32.38764
33.62617

180
31.74902
33.0487
34.35228
35.66594

200
33.4664
34.83639
36.21048
37.5952

220
35.09986
36.53671
37.97787
39.43018

240
36.66061
38.16135
39.66659
41.18347

260
38.15757
39.71959
41.2863
42.86512

280
39.59798
41.21897
42.84482
44.48324

300
40.9878
42.66568
44.3486
46.04452


Tabelul 1.4.2.3
 Vr (hg=0.56 m descarcat)

Rv
 B=0
B=2
B=4
B=6

2.922
6.491
6.741
7.009
7.299

20
16.982
17.636
18.338
19.097

40
24.016
24.942
25.934
27.007

60
29.414
30.547
31.763
33.076

80
33.964
35.273
36.676
38.193

100
37.973
39.436
41.005
42.702

120
41.598
43.200
44.919
46.777

140
44.931
46.661
48.518
50.525

160
48.033
49.883
51.868
54.014

180
50.946
52.909
55.014
57.290

200
53.702
55.771
57.990
60.389

220
56.323
58.493
60.821
63.337

240
58.828
61.094
63.525
66.153

260
61.230
63.589
66.119
68.854

280
63.541
65.989
68.615
71.453

300
65.772
68.305
71.023
73.961


Tabelul 1.4.2.4.

Vr (hg=0.80 m incarcat)

 Rv
B=0
B=2
B=4
B=6

2.922
5.430832
5.623984
5.825137
6.03572

20
14.20827
14.7136
15.23986
15.79079

40
20.09353
20.80817
21.55242
22.33156

60
24.60945
25.4847
26.39621
27.35046

80
28.41654
29.4272
30.47972
31.58159

100
31.77066
32.90061
34.07736
35.30929

120
34.80302
36.04081
37.32988
38.67939

140
37.59155
38.92853
40.32088
41.77852

160
40.18706
41.61635
43.10484
44.66311

180
42.62482
44.1408
45.71958
47.37238

200
44.9305
46.52849
48.19267
49.93488

220
47.12351
48.79949
50.5449
52.37214

240
49.2189
50.96941
52.79243
54.70092

260
51.22865
53.05064
54.9481
56.93452

280
53.16249
55.05325
57.02234
59.08374

300
55.0284
56.98553
59.02373
61.15749






Capitolul 2.Calculul transmisiei longitudinale
2.1.Destinația și compunerea transmisiei longitudinale
Transmisia longitudinală are rolul de a transmite la distanță momentul motor, fără amplificarea acestuia. Pentru îndeplinirea rolului sau, transmisia longitudinală este formată dintr-un ansamblu de organe de mașini, constituite într-o unitate funcțională independentă.
În sectorul vehiculelor comerciale, factorii decisivi care determină dezvoltarea arborilor cardanici sunt:
Puterea motorului;
Momentul maxim;
Turația maxima ;
Greutatea autovehiculului;
Protecția mediului înconjurător;
Nivelul de zgomot produs de arborele cardanic;
În figura 2.1.1. se prezintă schemele câtorva transmisii longitudinale folosite la automobilele 4×2. În figura 2.1.1. ‘a’ se observă soluția cu tub central când se utilizează o singură articulație cardanică. Prin intermediul tubului central 4 se face transmiterea forțelor de împingere și a momentului de reacție de la roțile motoare la cadrul automobilului .i interiorul tubului central se află arborele longitudinal 2. În figura 2.1.1. ‘b’ se prezintă transmisia longitudinală cu două articulații cardanice montate la capătul arborelui longitudinal. Pentru că în timpul deplasării automobilului distanța dintre cele două articulații cardanice este variabilă, datorită modificării săgeții arcurilor suspensiei, transmisia longitudinală este prevazută cu un cuplaj de compensare axială 5. Pentru a mări rigiditatea arborelui longitudinal și pentru a se micșora tendința de vibrare, la unele automobile cu ampatamentul mare, transmisia longitudinală este prevazută cu un arbore principal și unu sau doi arbori intermediari (figura 2.1.1. ‘c’ si ‘d’).
În figura 2.1.2. este prezentată schema transmisiei longitudinale folosită la automobilele 4×4.


Figura 2.1.1. Schema transmisiei longitudinale utilizată la automobilele 4×2;


Figura 2.1.2.Schema transmisiei longitudinale pentru automobilele 4×4.
1 – arbore longitudinal intermediar;
2 – arbore longitudinal pentru puntea spate;
3 – arbore longitudinal pentru puntea față;
4 – articulații cardanice;
5 – reductor-distributor.
Condițiile principale impuse transmisiei longitudinale sunt: să asigure sincronul mișcării arborilor, să asigure compensările unghiulare și axiale necesare, să nu atingă turația critică corespunzătoare regimului de rezonanță, să asigure transmiterea energiei mecanice cu un randament cât mai ridicat și să aibă o durabilitate mare, iar întreținerea să fie cât mai puțin pretențioasă.
Parametrii principali ai arborilor cardanici sunt :
mărimea săgeții;
greutatea arborilor;
viteza unghiulară maximă;
momentul maxim;
2.1.1.Caracteristici principale ale arborilor cardanici
Capacitatea de încărcare:
transmisia de moment de torsiune static;
rezistența la solicitări alternative sau pulsatorii;
Comportamentul în timpul funcționării :
se bazează pe determinarea exactă a capacitații de încărcare dinamică și statică.
Comportamentul dinamic:
reducerea momentelor de inerție masice;
mărirea lungimii maxime fără rulment intermediar pentru o viteza dată;
diminuarea săgeții prin reducerea greutății;
sporirea funcționării prin reproiectarea secțiunii interioare a arborilor.
Temperatura de lucru:
arborii cardanici sunt disponibili standard sau pentru folosirea in condiții de temperatură variabile.
Greutatea:
reducerea greutății la o valoare dată a momentului static și dinamic .
Modelul scurt:
reduce lungimea de instalare în scopul folosirii de componente standardizate.
Logistica:
este în conformitate cu standardele internaționale (ISO);
reduce complexitatea ansamblelor;
folosirea secțiunii dințate pentru asamblarea flanșelor, pentru a furniza un cost scăzut și o eficiență maximă a stocării și un numar cât mai mic de bolturi de fixare;
simplificarea asamblării cu bolturi;
un timp cât mai scăzut pentru asamblare.
Protecția mediului înconjurător:
reducerea zgomotului produs;
întretinere libere.
2.2. Construcția transmisiei longitudinale
2.2.1.Construcția articulațiilor cardanice
La automobilele moderne transmisiile longitudinale sunt prevăzute cu articulații cardanice asincrone rigide de tip deschis, cu rulmenți role-ace. Articulațiile au următoarele avantaje:
au o durată mare de funcționare;
permit transmiterea unor sarcini mari la turații mici;
au un gabarit redus.



a b


c
Figura 2.2.1.Sisteme de etansare ale articulatiilor cardanice
În figura 2.2.1. se observă diverse sisteme de etanșare utilizate la articulațiile cardanice deschise. Sistemul de etansare cu inel din pâsla (figura 2.2.1. ‘a’) este format din inelul de etansare 1, din pâsla presată, montat în carcasa metalică 2 și din bucșa 3. Suprafața frontală a bucșei apasă inelul din pâsla făcând posibilă etansarea. La unele articulații cardanice avem garnituri de etanșare la care inelul de pâsla este înlocuit cu o manșetă din cauciuc. În figura 2.2.1. ‘b’ manșeta din cauciuc 3 este montată în carcasa 5 a cărei margine exterioară este îndoită în degajarea inelului exterior al rulmentului 6. Opritorul de praf 2 este montat prin presare pe porțiunea fusului 1 de diamentru mai mare. Canalele din manșetă servesc la eliminarea surplusului de lubrifiant, conform traseului indicat de sageti. Dacă brațul furcii are o formă tronconică (figura 2.2.1. ‘c’) etanșarea se face cu ajutorul manșetei din cauciuc 2, montată în carcasa 3. Manșetele de etanșare se confecționeaza dintr-un cauciuc sintetic rezistent la acțiunea lubrifiantului precum și la temperaturi de circa 85
.
2.2.2.Construcția arborilor longitudinali
Arborii longitudinali fac legătura între două articulații cardanice sau între articulația cardanică și unul din ansamblul transmisiei automobilului, având rolul de a transmite la distanță momentul de torsiune. Arborii longitudinali sunt formați din partea central (arborele propriu-zis) de secțiune circulară și piese de legătură cu articulațiile cardanice sau ansamblul transmisiei.




Figura 2.2.2. Constructia arborelului longitudinal
În figura 2.2.2. ‘a’ este reprezentată constructia arborelui longitudinal executat dintr-un tub de oțel 8, având la capătul dinspre cutia de viteze, montat prin presare și consolidat prin sudură, un arbore canelat 5, pe care culisează furca 2 a articulației cardanice 1; la capătul dinspre puntea motoare este montata furca 10 a articulației cardanice 12. Montarea furcii 2 pe arborele 5, prin intermediul canelurilor, este necesara pentru a permite variația distanței dintre axele crucilor cardanice 3 și 11 datorită variației săgeții suspensiei. Această îmbinare poartă denumirea de cuplaj de compensare axială. Pentru micșorarea frecării dintre caneluri și a uzurii lor, acestea sunt unse prin intermediul ungatorului 4, montat în butucul furcii 2. Pentru ca unsoarea să nu iasa din regiunea de ungere, precum și pentru a nu pătrunde murdărie, butucul furcii 2 este prevăzut la capăt cu garnitura de etanșare 6.
La alte tipuri constructive, când arborii cardanici lucrează în medii cu impuritati, cuplajul de compensare axială, în afară de inelul de etanșare l, este protejat de un manson gofrat din cauciuc 2 (fig. 2.2.2. ‘b’). În unele cazuri, pentru etanșare, se utilizează un tub telescopic suplimentar 2 (fig.2.2.2., ‘c’), fixat pe arbore printr-un inel de cauciuc 4; Etanșarea suplimentară se obține prin inelul 3, montat la celalalt capăt al tubului metalic 2. Formarea pernelor de aer în timpul deplasărilor relative se evită prin orificiul 5.
După fabricare, arborele longitudinal, împreună cu articulațiile cardanice este supus echilibrării dinamice. Echilibrarea arborelui se realizează cu adaosuri de metal, prin sudare prin puncte, sub forma plăcuțelor 7 și 9 (fig.2.2.2.).
2.3.Calculul transmisiei longitudinale
Transmisia longitudinală a autoutilitarei proiectate este sincronă (raportul de transmitere este constant și egal cu unu), deschisă, tricardanică.
Calculul de rezistență al transmisiei longitudinale cuprinde calculul arborilor cardanici și al articulațiilor cardanice.
Momentul de calcul se determină în funcție de momentul maxim al motorului și raportul de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze.




2.3.1.Calculul arborilor la torsiune
Eforturile unitare de torsiune se verifică în secțiunile unde modulul de rezistență polar (Wt) este minim cu relația:


Pentru arborele cardanic cu secțiune tubulară, modulul de rezistență polară este:


unde:
D – diametrul exterior al arborelui, D = 50 mm = 5 cm
D – diametrul interior al arborelui, d = 44 mm = 4.4 cm


rezultă efortul unitar la torsiune:


Efortul unitar admisibil la torsiune pentru oțelurile recomandate la confecționarea arborilor cardanici este:


deci:



1595.81 daN/cm2 < 2000 daN/cm2 2.3.2.Verificarea arborelui cardanic la răsucire Unghiul de răsucire exprimat în grade sexazecimale se calculează cu relația:
unde: cd – coeficientul dinamic (2...3) – se adoptă 3;
– momentul de calcul; L – lungimea arborelui cardanic; G – modul de elasticitate transversal (G = 800000 daN/cm2);
– moment de inerție polar al arborelui;



Deformația la răsucire admisibilă este:
deci:
5.87o < 7o 2.3.4.Verificarea turației critice de funcționare În timpul funcționării transmisiei longitudinale, datorită neuniformității materialului în lungul arborelui și inexactității de montaj, în arborii cardanici apar forțe centrifuge de valori însemnate. Sub acțiunea acestor forțe, arborele cardanic are tendința de a intra în vibrație, fapt ce poate provoca distrugerea acestuia. Pentru arbori cardanici din oțel, considerând: E = 2,1 ∙ 106 daN/cm2 ρ = 7,8 ∙ 10-3 daN/cm3 turația critică pentru arborii ce se deplasează liber în reazem este:


Turația maximă a arborelui cardanic, corespunzătoare vitezei maxime de deplasare a automobilului nmax este:

Se recomandă
= 1,2
2,0 2.4.Calculul articulației cardanice Elementele articulației cardanice care se calculează sunt: furca, crucea și rulmenții cu role-ace. 2.4.1.Calculul furcii cardanice Furca cardanică este solicitată de forța F (ce acționează în punctul B) și este perpendiculară pe planul furcii (fig.2.4.1.)
Figura 2.4.1.Schema de calcul a furcii articulatiei cardanice. Secțiunea periculoasă A-A este solicitată la înconvoiere și la răsucire. Forța F care solicită fiecare braț al furcii cardanice este dată de relația:

în care :
este momentul de calcul al transmisiei longitudinale; R – raza medie la care acționează forța F; R = 45 mm. Efortul unitar de înconvoiere în secțiunea A-A este:
unde:
pentru secțiunea dreptunghiulară și
pentru secțiunea eliptică. b = 15 mm; h = 50 mm; l = 30 mm
cm3 efortul unitar de înconvoiere este:

deci:
Sub acțiunea forței F brațul furcii, în secțiunea A-A, este solicitat la răsucire
Coeficientul α depinde de raportul h/b (tabelul2.4.1.) Tabelul 2.4.1. Valorile coeficientului α h/b 1 1.2 1.5 1.75 2 2.5 3 4 5 6 8 10  α 0.200 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.291 0.299 0.307 0.312  



deci
. Furcile cardanice se execută din oțeluri cu conținut mediu de carbon, 0,35-0,45%, sau din oțeluri de îmbunătățire slab aliate. In tabelul 2.4.2.se dau principalele dimensiuni ale furcilor cardanice in functie de momentul maxim transmis. Momentul maxim transmis,daN
A B C D E F G H  13.5 58 47+0.05 30 24 18 1.5+0.2 3.5 5  22.5 65 52+0.05 35 24 18 1.7+0.2 4.5 6  40 75 62+0.05 42 35 27 2+0.15 5.5 6  75.5 90 74+0.05 47 46 36 2.5+0.15 6 8  135 100 84
0.1 57 56 40 2.5+0.15 7 8  240 120 101.5
0.1 75 65 45 2.5+0.15 8 10  420 150 130
0.1 90 75 60 2.5+0.15 9 12  760 180 155
0.1 110 78 60 2.5+0.15 10 14  
 Tabelul2.4.2. Principalele dimensiuni ale furcilor cardanice in functie de momentul maxim transmis 2.4.2.Calculul crucii cardanice Crucea cardanică este supusă solictărilor de înconvoiere, forfecare și strivire de către forța F1 (fig 2.4.2.). Forța F1 este rezultată a două forțe, una din partea furcii arborelui conducător și alta din partea furcii arborelui condus. Rezultanta care acționează asupra fiecărui braț al crucii cardanice se calculează cu relația:
unde
este unghiul dintre axele arborilor. Efortul unitar la înconvoiere în secțiunea A-A, se calculează cu relația:
d1 = 19 mm h = 16 mm; h1 = 20 mm L = 10 mm
Figura 2.4.2.

Se admite un efort unitar admisibil la înconvoiere

. Solicitarea la forfecare la baza fusului se determină cu relația:
în care forța
se calculează cu relația:


solicitarea la forfecare:

Verificarea la strivire se face determinând presiunea specifică pe fusul crucii, sub acțiunea forței F1 cu relația:


Crucile cardanice se execută din oțeluri aliate de cementare, elementul principal de aliere fiind cromul. In tabelul 2.4.3.se dau principalele dimensiuni ale crucilor cardanice in functie de momentul maxim transmis. Momentul maxim transmis ,daN
d D H H1  13.5 8.88 17 37 42  22.5 10.19 19 44 48  40 12.72 22 54 54  45 13.42 23 53.8 58.2  75.5 15.12 26 62.8 69.8  135 18.28 30 74.2 81.7  240 22.25 35 89.8 96.8  420 27.83 44 117.8 124.8  750 32.44 50 143.8 152.8  
 Tabelul 2.4.3. Principalele dimensiuni ale furcilor cardanice in functie de momentul maxim transmis 2.4.3.Calculul rulmenților articulației cardanice Rulmenții utilizați la articulațiile cardanice se caracterizează printr-o mișcare oscilatorie. Capacitatea portantă dinamică a rulmenților cu role-ace se determină cu relația:
în care: a – un coeficient care ține seama de caracterul rotației; f – coeficient ce ține seama de condițiile de încărcare și funcționare; K – sarcina specifică, în N/cm2; S – suprafața echivalentă de sprijin. Coeficientul a, pentru rulmenții cu ace cu inel exterior forjat, are valoarea a = 0,66 în cazul rotației continue și a = 0,6 în cazul rotației oscilatorii. Pentru celelalte tipuri de rulmenți cu ace, a = 1 în cazul rotației continue și a = 0,9 în cazul rotației oscilatorii; în cazul sarcinii variabile, se recomandă f = 0,7. Sarcina specifică K se determină în funcție de durabilitatea adoptată și de produsul n ∙ d (n fiind turația, în rpm, iar d diametrul căii de rulare, în mm). Valorile K corespund unei durități HRC = 60. Dacă duritatea este mai redusă, atunci K trebuie micșorat la K’ = vK. Coeficientul v este dat in fig.2.4.3. în care curba 2 este valabilă pentru rulmenții cu inel exterior forjat, iar curba 1 pentru ceilalți rulmenți cu ace .
Figura 2.4.3.Duritatea HRC .Coeficientul v de influenta a duritatii sarcinii specific k;
Figura 2.4.4.Coeficientul v1 de influenta a tempereturii asupra capacitatii dinamice portante C; În general, pentru valorile extreme ale lui d și n, valorile pentru K se adoptă: Kmax
50 N/mm2 pentru rulmenții cu inel exterior forjat și Kmax
70 N/mm2 pentru restul rulmenților. Suprafața echivalentă de sprijin se determină cu relația:
în care l este lungimea acului rulmentului, în mm. Influența temperaturii asupra capacității portante dinamice C se ia în considerare prin coeficientul v1 de micșorare a acesteia (C’ = v1 ∙ C), conform figurii 2.4.4. Capacitatea portanta statică a rulmenților cu ace se determină cu relațiile: pentru rulmenții cu inel exterior forjat: C0 = 0,66 K0 ∙ S; pentru restul rulmenților: C0 = K0 ∙ S, în care: S este suprafața echivalentă de sprijin; K0 = 165 N/mm2 pentru rulmenții cu inel exterior forjat; K0 = 210 N/mm2 pentru restul rulmenților cu ace. Capitolul 3.Sistemul de tractiune 4x4 3.1.Automobilele cu tracțiune integrală AWD & 4WD (4x4) La un automobil, grupul motor propulsor generează și transmite o forță de tracțiune la roată necesară deplasării automobilului. Motorul termic este cel care produce puterea necesară, iar transmisia o distribuie către roțile motoare. Nu toate punțile unui automobil sunt punți motoare, acestea pot fi și punți motoare libere.
Figura 3.1.1.Grupul moto-propulsor și sistemul de tracțiune 4Matic Puntea motoare a unui automobil este cea care primește puterea generată de motor. Puntea care nu primește putere de la motorul termic se numește punte liberă. Din punct de vedere al tracțiunii, automobilele cu o singură punte motoare se numesc automobile „4x2”, iar cele cu toate punțile motoare se numesc automobile „4x4”. Tipul de calcul al tracțiunii are urmatoarea formula: 2 · Numărul Total De Punți x 2 · Numărul De Punți Motoare Un automobil normal are 2 punți, din care cel puțin una este motoare. Tipul de tracțiune pentru o singură punte motoare are urmatoarea formulă de calcul: 2 · 2 x 2 · 1 = 4 x 2 Dacă un automobil este cu tracțiune integrală,atunci ambele punți sunt motoare: 2 · 2 x 2 · 2 = 4 x 4 Un vehicul comercial de transport marfă poate avea 3 punți, din care 2 motoare. Acest vehicul va fi de tipul 6 x 4, din punct de vedere al tracțiunii, : 2 · 3 x 2 · 2 = 6 x 4 Dacă puntea motoare a unui automobil este în față acesta se numeste “automobil cu tracțiune”. Deoarece automobilul este tras se foloseste termenul de “tracțiune”. În cazul în care puntea motoare se află in spate avem un “automobil cu propulsie” deoarece acesta este împins, propulsat. Un “automobil cu tracțiune integrală” îmbină de fapt tracțiunea cu propulsia și caracterizează un automobil cu toate punțile motoare.
Figur3.1.2. Automobil cu tracțiune pe puntea față Figura3.1.3.Automobil cu propulsie pe puntea spate Elemente componente : 1.motor termic 2.ambreiaj 3.cutie de viteze 4.diferențial 5.transmisie longitudinală (arbore cardanic)
Figura3.1.4Automobil cu tracțiune integrala Elemente componente: 1.motor termic 2.ambreiaj 3.cutie de viteze 4.diferențial spate 5.transmisie longitudinală punte spate 6.cutie de transfer cu diferențial central 7.transmisie longitudinală punte față 8.diferențial față La automobilele cu tracțiune integrală cuplul produs de motor este transmis către ambele punți, față și spate. Pentru ca roțile să aibă viteze diferite la efectuarea unui viraj fiecare punte motoare trebuie să fie echipată cu un diferențial. De regulă există două tipuri diferite de automobile cu tracțiune integrală: -automobilele cu tracțiune integrală permanentă (AWD) -automobilele cu tracțiune integrală temporară (4WD), clasicul 4x4 Nu se poate face o diferenta clară între cele două sisteme deoarece aproape toate sistemele moderne de tracțiune conțin control electronic. Diferența dintre sistemele de tracțiune este dată de modul în care se controlează transmiterea cuplului la roțile motoare.
Figura 3.1.5.Automobil cu tracțiune AWD Figura 3.1.6. Automobil cu tracțiune 4 WD(4x4) motor termic ambreiaj cutie de viteze diferențial arbore longitudinal (transmisie cardanică) cutie de transfer (cu diferențial central ) arbore longitudinal diferențial sitem de cuplare (electromecanic)   De regulă la automobilele cu tracțiune (AWD) controlul de transmitere al puterii către rotile motoare se face electronic.Dacă funcționează in mod nominal(AUTO) ,transmiterea puterii se face in mod automat,iar conducătorul auto nu poate stabili dacă tracțiune se face pe o punte sau pe ambele. Sistemul de control electronic evaluează starea automobilului în funcție de anumiți parametrii (viteză de deplasare, accelerații, patinarea roților, etc.) și stabilește sau nu activarea tracțiunii integrale.     Automobilele cu sistem AWD, au tracțiunea pe puntea față și la nevoie modulul electronic de comandă cuplează și puntea spate.
Figura3.1.7.Modul de funcționare al transmisiei AWD 2WD - tracțiune doar pe puntea față (4x2 permanent) AUTO - AWD cu control electronic LOCK - 4WD (4x4 permanent) In modul LOCK ,la anumite automobile controlul electric al tracțiunii se realizează pe puntea spate,cuplul motor produs fiind distribuit in mod egal intre cele două punți motoare. Cuplarea punții spate se face de regulă cu un dispozitiv cu ambreiaj multidisc, cu sistem de acționare electomecanic si electohidraulic.
Figura 3.1.8.Grup moto-propulsor cu tracțiune integrală (punte spate cu cuplaj electrohidraulic Haldex)
Figura 3.1.9.Grup moto-propulsor cu tracțiune integrală (punte spate cu cuplaj electromecanic GKN) Există și automobile cu tracțiune integrală la care una dintre punți (de obicei puntea spate) se cuplează automat ca urmare a patinării punții motoare. Acestea sunt prevăzute cu un vâsco-cuplaj între punți, care cuplează mecanic puntea spate fără a fi comandate electronic. 3.2.Sistemul de tracțiune integrală xDrive Anul 1985 a mcarcat debutul utilizării sistemelor de tractiune integrală pentru BMW. Primul automobil cu tracțiune integrală a fost BMW seria 3. Sistemul avea o cutie de distribuție permanentă: 37% din forța de tracțiune fiind distribuită pe puntea din față și 63% pe puntea spate. În anul 2004 sistemul de tracțiune integrală utilizat de BMW, numit și xDrive, a echipat primul automobil BMW X5. Momentan acest sistem este prezent în echiparea de bază pentru modele X1, X3, X4, X5 și X6 și oferit ca opțiune pentru restul modelelor.
Figura 3.2.1.BMW cu sistem de tracțiune integrală xDrive Un automobil care este echipat cu sistem de tracțiune integrala este mai stabil și are performanțe dinamice mai bune în timpul deplasării decât un sistem cu tracțiune pe o singură punte. Forța de tracțiune este mai mare deoarece accelerația este distribuită pe toate roțile, iar stabilitatea în timpul deplasării este îmbunătățita datorită controlului forței de tracțiune pe fiecare punte.
Figura 3.2.2.Sistemul de tracțiune integrală xDrive 1.cutie de viteze 2.cutie de transfer 3.arbore longitudinal (către puntea față) 4.diferențial față 5.arbore longitudinal (către puntea spate) 6.diferențial spate Comparativ cu un automobil cu tracțiune doar pe puntea din spate, un automobil cu sistem xDrive are în plus o cutie de transfer (2) un arbore longitudinal (3) și un diferențial (4). Cutia de transfer împarte cuplul, rezultat la ieșirea din cutia de viteze, între cele două punți ale automobilului. Din punct de vedere al modului de transfer a cuplului către puntea față, există două variante de cutii de transfer ,cu lanț metalic și cu roți dințate. Pentru modelele BMW Seria 1 pâna la Seria 7 se folosesc cele cu roți dințate, iar pentru modelele BMW din gama x cele cu lant metalic.
Figura 3.2.3.Componente cutie de transfer cu roți dințate intare de la cutia de viteze ieșire către puntea spate ieșire către puntea față motor electric control ambreiaj ambreiaj multidisc levier cuplare/decuplare ambreiaj roată dințată intermediară camă acționare levier pompă ulei.
Figura 3.2.4.Cutie de transfer cu lanț metalic
Figura 3.2.5.Componente cutie de transfer cu roți dințate intare de la cutia de viteze ieșire către puntea spate ieșire către puntea față motor electric control ambreiaj ambreiaj multidisc levier cuplare/decuplare ambreiaj lanț metalic camă acționare levier Principiul de funcționare este simplu și se aplică la ambele tipuri de cutii de transfer. Când ambreiajul este complet deschis tot cuplul motor este transmis pe puntea spate. Când ambreiajul este complet închis iar ambele punți au aceeași încărcare, cuplul motor este transmis 50:50 între cele două punți. În cazul accelerării, cu plecare de pe loc, chiar dacă ambreiajul cutiei de transfer este închis complet, puntea spate transmite mai mult cuplu deoarece este încărcată dinamic mai mult. Transferul cuplului motor între cele două punți se face automat în funcție de aderența disponibilă la fiecare punte. Sistemul de tracțiune integrală BMW xDrive – transferul cuplului motor între cele două punți
Figura3.2.6. transferul cuplului motor între cele două punți intrare cuplu (de la cutia de viteze) ieșire către puntea spate ieșire către puntea față În cazul în care ambreiajul este închis complet cuplul motor este distribuit între cele două punți în funcție de aderența fiecărei punți. La trecerea peste o suprafață cu aderență scăzută (ex. gheață) transferul cuplului între cele două punți se face în modul următor:
Figura 3.2.7.Deplasarea automobilului peste o suprafață cu aderență scăzută Transferul cuplului de tracțiune între cele două punți se face instantaneu, fără să fie sesizat de conducătorul auto sau de pasageri. Închiderea și deschiderea ambreiajului se face cu ajutorul unui motor electric de curent continuu. Motorul este prevăzut cu un senzor de poziție cu efect Hall care permite modului electronic de control (TCCU) să calculeze poziția ambreiajului și implicit procentul de cuplu transferat către puntea față.
Figura 3.2.8.Detaliu cutie de transfer A - leviere B - ambreiaj multidisc C - pompă ulei Rotorul motorului de curent continuu este prevăzut cu o camă a cărui profil acționează asupra a două leviere. Cele două leviere sunt despărțite de un set de bile metalice ceea ce le permite să se rotească relativ. Prin mișcarea de rotație bilele se deplasează pe un profil înclinat ceea ce forțează levierele să se deplaseze axial și să apese asupra ambreiajului multidisc. Astfel, cele două leviere au o mișcare compusă: una de rotație, impusă de camă, și a doua axială datorită bilelor.
Figura 3.2.9. mecanismul de cuplare/decuplare a ambreiajului multidisc Modulul electronic de comandă al cutiei de transfer primește o comandă de cuplu de la sistemul electronic de control al stabilității (DSC). Comanda de cuplu este convertită în comandă de poziție pentru motorul electric de curent continuu. Cuplul preluat de puntea față este controlat în funcție de stabilitatea automobilului și de condițiile de deplasare. Avantajele distribuției variabile a cuplului între puntea față și spate sunt: -optimizarea aderenței între cele două punți, în timpul efectuării unui viraj -îmbunătățirea stabilității automobilului în timpul deplasării prin controlul cuplului între cele două punți, nefiind necesară intervenția modului DSC asupra sistemului de frânare decît în conditii critice. Sistemul de control al stabilității automobilului (DSC) controlează cuplul transferat pe puntea față. În cazul în care sistemul DSC este dezactivat, modulul electronic de control al cutiei de transfer (TCCU) rămâne încă activ și utilizează algoritmi de control proprii pentru optimizarea distribuției cuplului. Sistemul xDrive contribuie semnificativ la stabilitatea automobilului în timpul virajelor. Prin controlul cuplului între puntea față și spate se corectează tendințele supraviratorii și subviratorii ale automobilului. Sistemul DSC monitorizează continuu dinamica automobilului utilizând senzorii de turație ai roților, senzorul de accelerație longitudinală și senzorul de girație.

Figura 3.2.10.Sistemul de tracțiune integrală xDrive de la BMW - corecție supravirare Când apare subvirarea puntea spate pierde din aderență. Ambreiajul cutiei de transfer se închide complet ceea ce permite punții față să preia maximul posibil din cuplul motor disponibil, corectând astfel tendința supraviratorie. Dacă automobilul subvirează, ambreiajul se deschide complet și tot cuplul motor disponibil este transferat punții spate. Automobilele cu tracțiune doar pe puntea spate au tendință supraviratorie și astfel se compensează subvirarea. Sistemul de tracțiune integrală xDrive de la BMW se remarcă prin simplitate, eficiență și timp de răspuns foarte mic. Combinându-se cu sistemul electronic de control al stabilității (DSC), sistemul xDrive contribuie decisiv la siguranța activă și la performanțele dinamice ale automobilului. 3.3.Funcționarea programului electronic de stabilitate (ESP) Programul electronic de stabilitate, este un sistem de siguranța activ, conceput pentru îmbunătățirea stabilității unui vehicul în toate situațiile din trafic. Acesta funcționeaza prin intermediul intervenției de frânare la una sau mai multe roți de la puntea spate sau față. ESP stabilizează autovehiculul la rulare în curbe, la frânare sau rostogolire fără acționare și îl menține în siguranța pe bandă. El completează funcțiile sistemului ABS (sistem anti-blocare) și sistemului ASR (sistem anti-derapare). Pe lângă intervenția activă la franare, ESP influențează și managementul cutiei de viteze la motor. La următoarele regimuri de rulare ESP-ul se reglează: la rularea în curbe (vehicul manipulat sau nu) la rularea în linie dreapta (vehiculul se abate de la mers ca urmare a unor condiții de trafic neuniform).
Figura3.3.1. Automobil echipat cu/fără sistem ESP Avertizarea la pierderea presiunii anvelopelor (RDW) este integrată în cadrul sistemului calculatorului ESP. El este menit sa avertizeze șoferul de pierderea presiunii din anvelope, înainte să se ajungă la avarierea pneurilor. Prin intermediul Instrumentului de Bord șoferul este avertizat atunci când este depistată pierderea de presiune dintr-o anvelopă. Avantajele sistemului ESP: Îmbunătățirea la pornire și accelerare, ca urmare a unei tracțiuni sporite, în special pe o bandă carosabilă cu structură diferită și la curbe. Adaptarea automată a cuplului motor în funcție de starea fricțiunii roților. Reducerea riscului de derapare în toate condițiile de pe carosabil, ca urmare a stabilizării automate la frânare, la accelerare sau rostogolire. Scurtare a cursei de frânare la curbe sau pe carosabil cu suprafețe netede. Îmbunătățirea la stabilitate pe bandă a vehiculului, la rulare în curbe, chiar până la zona limită. Recunoașterea pierderii de presiune la roți și avertizarea, la pierderea chiar a unei cantități mici de aer. Creșterea siguranței active, cu reglaj dynamic, deoarece numai o roată care nu este antrenată face posibilă înaintarea optima fără pierdere la ghidajul lateral. ESP-ul include urmatoarele ansambluri de sistem: funcționare a reglării ABS – evitarea blocării fiecărei roti, prin intermediul reglării presiunii la frânare; funcționare a reglării ASR – evitarea unei alunecări prea mari a roții antrenate la pornire și accelerare; funcționare a reglării MSR – reducerea alunecării la frânare a roților antrenate în regim de decelerare și astfel se obține o mai bună stabilitate; RDW – recunoașterea pierderii de presiune la roți și avertizarea în instrumentul de bord. Pentru setarea cuplului motor se utilizează echipamentul electronic al motorului. Prin intermediul echipamentului electronic se efectuează o adaptare a clapetei de accelerație și a intervalului de aprindere. Pentru calcularea reglării cuplului motor în ESP este evaluată și treapa de viteză, comunicată de calculatorul cutei de viteză automată, fără trepte sau de calculatorul pentru modulul schimbătorului de viteze electronic. În calculatorul de gestionare al motorului este inclusa și funcția pentru pedala electronică de accelerație. Aceste calculatoare comunica între ele prin rețeaua CAN-motor, care face posibil un schimb rigid de date. Se poate face distincție între senzorii care depisteaza dorința soferului, element de reglare clapetă de accelerație și senzori care măsoară comportamentul efectiv al autovehiculului. La cele din urma sunt incluse urmatoarele: senzor de girație ; senzor de accelerație transversala; senzor de presiune frânare; senzor de turație roți; Calculatorul de frânare este informat permanent cu datele actuale referitoare la cuplu motor, poziția pedalei de accelerație si raportul de transmisie. Prin intermediul senzorului de girație sunt înregistrate forțele de frânare, forțele de acționare și forțele laterale, care fac posibilă rotirea vehiculului în jurul centrului de greutate. Prin intermediul acestor informații se pot calcula forțe longitudinale si laterale la roți. Dacă aceste valori depășesc anumite praguri de reglare, calculatorul de frâna comandă respectivele supape de reglare, pentru a regla în mod specific presiunea de frânare necesară la una sau mai multe roți. Simultan sunt transmise/primite prin intermediul CAN-ului date care au ca scop indicarea cuplului motor, evitarea subvirarii iar calculatoarele implicate în luarea deciziilor, intervin în fracțiuni de secundă, conform unui protocol bine determinat. Interventia activă la frânare și reducerea cuplului motor prin intermediul ESP asigură o stabilitate optimă a vehiculului. În acest scop se desfășoara următoarele proceduri: circuite de reglare cuplu motor de frânare ESP; circuite de reglare cuplu motor ESP; circuite de reglare cuplu motor și de frânare ESP; reglare a sistemului de asistență la frânare; Sistemul ESP este activ tot timpul și monitorizează dinamica automobilului. Chiar dacă acesta nu intervine, schimbă informații cu restul modulelor în mod continuu, informând asupra vitezei automobilului, al accelerației laterale și a stării în care se află. În unele cazuri, mai ales pe automobilele sportive, se dorește pierderea aderenței roților, pentru a putea controla alunecarea automobilului în viraje (drift). Pentru acesta, automobilul este echipat cu un buton care dezactivează sistemul ESP. De știu este faptul că nu toți producătorii auto permit dezactivarea totală a sistemului, în unele cazuri doar se limitează intervenția acestuia.     Prezența sistemului ESP pe automobil poate determina unii conducători auto să conducă mai agresiv, la limita stabilității, bazându-se pe intervenția sistemului în situații limită. Din acest motiv, pentru a atenționa conducătorul auto de pierderea stabilității automobilului, cand sistemul ESP intervine, un martor luminos se aprinde în bordul automobilului, combinat cu o avertizare sonoră.
Figura 3.3.2.Buton de dezactivare ESP
Figura 3.3.3.Martorul de born al sistemului ESP Aproximativ 28% din accidentele cu vătămare corporală se datorează pierderii stabilității automobilului urmată de impactul cu un alt automobil sau un corp fix. De asemenea, aproximativ 60% din accidentele care implică vatămări corporale se datorează impactului lateral al automobilului.     Datorită modului de funcționare sistemul ESP contribuie semnificativ la reducerea numărului de accidente, mai ales a celor grave, cu vătămări corporale și deces. Acest sistem ajută decisiv la îmbunătățirea siguranței active a automobilelor și trebuie luat în considerare la achiziționarea unui automobil. 3.3.1.Componentele și schimbul de informații al sistemului ESP
senzor de girație (girometru) și accelerație laterală senzor poziție volan senzor presiune lichid de frână senzor viteză roți modulul electronic de control bloc hidraulic (supape) sistem frânare roți calculator injecție injector bujie clapetă obturatoare Pe baza informațiilor de la senzori, sistemul ESP identifică situațiile critice în care direcția de deplasare efectivă a automobilului nu este aceeași cu direcția dorită de conducătorul auto, impusă prin poziția volanului. Astfel, sistemul ESP intervine simultan asupra sistemului de frînare și a sistemului de management al motorului.     Prin frânarea individuală a roților, combinată cu reducerea cuplului motor, sistemul ESP reușeste să aducă automobilul pe direcția de deplasare dorită de conducătorul auto. Intervenția sistemului ESP este foarte rapidă și are loc înainte de conștientizarea situației critice de către conducătorul auto. 3.3.2.Circuitul hidraulic al sistemului de frânare pentru un automobil echipat cu ESP
unde: HZ – cilindru principal frână HSV – supapă admisie SV – supapă de comutare PE – pompă IV – supapă admisie M – motor pompă AC – rezervor de joasă presiune (acumulator) OV – supapă de evacuare RZ – piston etrier frână HL – roată spate stânga HR – roată spate dreapta VL – roată față stânga VR – roată față dreapta. BIBLIOGRAFIE Frățilă Gh. ș.a – “Calculul si construcția autovehiculelor” ,Editura Didactică și Pedagogică,București,1987 Frățilă Gh. ,Popa V. – ”Construcții de automobile” Editura Didactică și Pedagogică,București,1981 Alexandru P.,Dudiță F. – ”Mecanismele direcției autovehiculelor” , Editura Tehnică București,1986 Dudița Florin – ”Transmisii cardanice ”,Editura Tehnică ,București,1966 Francu Tanase s.a. – “Tehnologia repararii automobilului”, Editura Tehnică București,1983 Untaru ș.a. – “Calculul si constructia autovehiculelor” , Editura Didactică si Pedagogică,Bucuresti,1982 Tabacu I. – ”Transmisii mecanice pentru autoturisme” ,Editura Tehnică București,1994 Tabacu I. ș.a. – ”Dinamica autovehiculelor”,Indrumar de proiectare ,Litografiat la Universitatea din Pitești,1990 Prof.dr.ing.Manea A. –”Dinamica autovehiculelor”, Indrumar de proiectare , Universitatea Ovidius Constanța Manea A.,Manea L. “Autovehicule de transport rutier in zona portuară.Dinamică”,Editura Matrixrom,2003. Revista ”Automotive engineer” www.e-automobile.ro