Destinația si condițiile impuse sistemului de direcție. Destinația sistemului de direcție . Sistemul de direcție servește la modificarea direcției de… [301500]

SISTEMUL DE DIRECȚIE

Destinația si condițiile impuse sistemului de direcție.

Destinația sistemului de direcție . Sistemul de direcție servește la modificarea direcției de deplasare a automobilului . Schimbarea directiei de mers se obține prin schimbarea planului (bracarea) roților de direcție în raport cu planul longitudinal al autovehiculului.

Condițiile impuse sistemului de direcție sunt :

Să permita stabilizarea mișcarii rectiliii ( [anonimizat] s-a efectuat, sa aibă tendința de a revemi in poziția mersului in linie dreaptă.

Efortul necesar pentru manevrarea direcției sa fie cat mai redus

Randamentul sa fie cat mai ridicat

Șocurile provenite de regulariațile caii sa nu fie transmise la volan.

Să permita reglarea si întreținerea ușoare

Sa nu prezinte uzuri excesive care pot duce la jocuri mari și prin acestea la micșorarea conducerii.

Sa aiba o constucție simplă și să prezinte o durabilitate cât mai mare.

În figura nr.1 este prezentată schema virajului unui automobil cu doua punti.

Fig.1 [anonimizat], când toate descriu cercuri concentrice în centrul de viraj O. [anonimizat] (bracate) cu unghiuri diferite. Astfel unghiul de bracare al roții interioare este mai mare dect unghiul de bracare al roții exterioare.

Stabilizarea roților de direcție.

În scopul asigurării unei bune ținute de drum a automobilului, roțile de direcție se stabilizeaza. Prin stabilizarea roților de directie se ințelege capacitatea lor de a-și menține direcția la mersul in linie dreaptă și de a [anonimizat].

[anonimizat], unghiurile de așezare a roților si pivoților roților fuzetelor de directie prezintă anumite valori unghiulare in raport cu planul longitudinal și transversal al autovehiculului.

Fig.2 a Fig.2 b

Fig 2. Unghiurile de așezare ale roților și pivoților.

La pivoții fuzetelor se deosebesc doua unghiuri : unghiul de înclinare longitudinală β și unghiul de înclinare transversală δ.

[anonimizat], prezinta două unghiuri : unghiul de cădere sau de carosaj α și unghiul de convergență ρ.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β (sau unghiul de fugă), (fig.2.a.) reprezintă înclinarea longitudinală a [anonimizat] A, situat înaintea puntului b de contact al roții.

Unghiul de înclinare longitudinală a [anonimizat], roțile de direcție să aibă tendințe de revenire la poziția de mers în linie dreaptă.

În timpul virajului automobilului (fig.3) , [anonimizat], provoacă apariție între roți și cale a recțiunilor Y1 și Y2, care se consideră că acționeaza în centrul suprafeței de contact a pneului. Datorita faptului că pivotul pneului este înclinat cu unghiul β, reacțiunea Y1 a unei roți dă naștere la un moment stabilizator dat de relatia :

Fig.3. Schema virajului unui automobil si forțele care dau naștere momentelor stabilizatoare ale roților datorită unghiului de înclinare longitudinală a pivotului

Acest moment caută să readucă roata in poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă și se numește moment stabilizator.

Prezența unghiului β face ca manevrarea automobilului să fie mai grea , deoarece, la bracarea roților, trebuie să se învingă momentul stabilizator.

Reacțiunile laterale dintre pneu și calea de rulare apar mai frecvent în urma unor acțiuni asupra automobilului a unor forțe centrifugale, de aceea momentul de stabilizare realizat prin înclinarea longitudinală a pivotului este proporțional cu patratul viezei si poarta denumirea de moment stabilizator de viteză.

Momentul stabilizator crește cu cât pneurile sunt mai elastice, deoarece reacțiunea laterala se deplasează mai mult , în spate, față de centrul suprafeței de contact. În general, mărirea elasticitații pneurilor se realizeaza prin scăderea presiunii lor interioare. De aceea, la un automobil cu pneuri de mare elasticitate, pentru a nu îngreuna prea mult manevrarea, unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β se micșorează, iar, în unele cazuri, se adoptă pentru acest unghi valori nule sau chiar negative ( ajungând până -).

La automobilele cu puntea rigidă , valoarea unghiului β este de 3-, iar la cele cu roți cu suspensie independentă de 1-.

Unghiul de înclinare transversală (laterală) a pivotului δ (fig.2.b) dă naștere la un moment stabilizator care acționează asupra roților bracate.

La bracarea roților datorita unghiului de înclinare transversală , roțile tind să se deplaseze în jos (în cazul unei bracari de această deplasare ar avea valoarea egală cu (fig.4.a), dar deoarece acest lucru nu este posibil, întrucât roata se sprijină pe drum, rezultă o ridicare a pivotului , respectiv a punții din față și a cadrului (caroseriei) (fig.4.b). Sub acțiunea greutații preluate de puntea din fața , roțile tind să revina la poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă, care corespunde energiei potențiale minime, dând naștere la un moment de stabilizare.

Fig.4. Schema bracării roților

la care pivotul fuzetei are unghiul de înclinare transversala δ

Bracarea roților de direcție necesită un lucru mecanic egal cu produsul dintre greutatea ce revine roților de direcție și mărimea ridicării punții din fața.

Rezultă , deci, că la bracarea roților de direcție trebuie învins momentul de stabilizare ce apare datorită unghiului δ, necesita pentru aceasta o creștere a efortului la volan, și respectiv , o înrautațire a manevrabilității automobilului.

Momentul de stabilizare depinde de greutatea care revine roților de direcție și de aceea se întalnește și sub denumirea de moment de stabiliare a greutații.

Unghiul de înclinare transversala a pivotului conduce la micșorarea distanței c între punctul de contact al roților cu solul și punctul de intersecție a axei pivotului cu suprafața de rulare ( distanță denumită deport). Aceasta conduce la reducerea efortului necesar manevrării volanului , deoarece momentul rezistenței la rulare R față de axa pivotului, se reduce in raportul b/a (fig.2.). Valorile uzuale ale deportului sunt cuprinse intre 40-60 mm , exista însă și multe cazuri când se întalnesc valori mai mici sau mai mari. Trebuie însă menționat ca , la o reducere exagerata a deportului , se reduc momentul stabilizator al roților de direcție si stabilitatea automobilului.

La automobilele actuale , unghiul de înclinare transversala a pivotului are valori de 4-.

Ungiul de cădere sau de carosaj α reprezintă înclinarea roții fața de planul vertical (v. fig.2.b). Acest unghi contribuie la stabilizarea direcției , împiedicând tendința roților de a oscila datorită jocului rulmenților.

Prin înclinarea roții cu unghiul α , greutatea ce revine asupra ei G, va da o componenta Gʹ și o componentă orizontală H, care va împinge tot timpul rulmenții catre centru, făcând să dispară jocul lor și reducând solicitărle piuliței fuzetei.

Unghiul α va micșora totodată și el deportul c al roții, ceea ce face ca momentul necesar bracării roților să fie mai mic, deci o manevrare mai ușoara a volanului .

La automobilele cu punți rigide , unghiul de cădere variază la trecerea roților peste denivelarile căii de rulare, iar la unele automobile cu punți articulate , unghiul de cădere variază cu sarcină.

De aceea , la unele automobile, unghiul de cădere trebuie măsurat cu automobilul încărcat cu o anumită sarcină , precizată de cartea tehnică a acestuia.

Valoarea unghiului de cădere este de 0-. Mai rar , se adoptă și valori negative.

În timpul exploatării autovehiculului, bucșele fuzetei se uzează , iar unghiul de cădere se micșorează, putând ajunge, uneori, la valori negative, chiar dacă inițial el a avut o valoare pozitivă . unghiul de cădere conduce la o uzare mai pronunțată a pneurilor.

Unghiul de convergență sau de închidere a roților din față ρ (fig.5.a) este unghiul de înclinare în plan orizontal a roții față de planul longitudinal al automobilului.

Unghiul de convergență este cuprins intre ʹ și 30ʹ. În practică convergnța roților este exprimata prin diferența C=A-B în care A si B reprezintă distanțele dintre anvelopele sau jantele celor două roți , măsurate în față sau în spatele roților, la nivelul fuzetelor sau la cel indicat în cartea tehnică.

Convergența roților este necesară pentru a compensa tendința de rulare divergentă a lor,

cauzată de unghiul de cădere. Convergența se alege astfel în cât , în condițiile normale de deplasare , roțile să aibe tendința să ruleze paralel. Dacă convergența nu este corespunzătoare , se produce o uzare excesivă a pneurilor și , în acelaș timp , cresc rezistențele la înaintarea automobilelor , făcând să crească și consumul de combustibil.

Tendința de rulare divergentă , cauzată de unghiul de cădere , se explică prin deformarea pneurilor in contact cu calea de rulare. În acest caz, ele au tendința de a rula la fel ca două trunchiuri de con imaginare (fig. 5.b) cu vârfurile O1 si O2 . Prin închiderea roților spre față , vârfurile trunchiurilor de con imaginare se deplasează în punctele Oʹ1 si Oʹ2, anulând tendința de rulre divergentă a roților.

Convergența este de 0-5 mm la autoturisme, ajungând la autocamioane și autobuze până la 8-10mm

Fig.5. Convergența roților de direcție și tendința de rulare divergentă a lor

La automobilele cu puntea motoare în spate mai există o tendință de rulare divergentă a roților, datorită faptului că pivoții nu sunt așezați în planul roții , ci sunt deplasați înspre interior cu distanța l (fig.5.c).

În timpul deplasării automobilului , fuzetele sunt împinse cu forțele F1 care vor acționa în punctele P de articulație cu osia , iar rezistențele la înaintare vor acționa în punctele C, care se găsesc in planul median al roților (s-au neglijat unghiul de cădere α). Din această dispunere rezultă la fiecare roată un moment M= R × l , care va căuta să imprime roților o rulare divergentă .

La autoturismele care au puntea motoare in față , tendința se petrece tocmai invers, adică roțile caută să se închidă în față. Din această cauză la unele din aceste automobile , convergență este negativă.

De asemenea , convergența roților elimină tendința lor de a oscila la viteze mari.

Tipuri constructive de sisteme de direcție

Părțile componente și clasificarea sistemelor de direcție. Pentru a schimba direcția automobilului, conducătorul acționează asupra volanului l (fig.6), care transmite mișcarea prin intermediul axului 2, la melcul 3, se angreneaza cu sectorul dințat 4. Pe axul sectorului dințat se află levierul de direcție ( comandă) 5, care este în legătură cu bara longitudială de direcție va avea o mișcare axială care depinde de sensul de rotație a sectorului dințat .

Prin deplasarea axială a barei longitudinale de direcție, brațul fuzetei 1l va roti fuzeta 9 în jurul pivotului 10 și o dată cu ea și roata din stânga. Legătura care există între fuzeta 9 și fuzeta 13, prin intermediul levierelor 8 și 14 și bara transversală de direcție 7, va produce rotirea 13.

Patrulaterul format din puntea propriu-zisă 12, levierele fuzetelr 8 și 14 și bara transversală de direcție 7 se numește trapezul direcției.

Volanul de direcție este realizat , în general, din material plastic cu armatură metalică , in forma circulară . Axul volanului este format dintr-o bucată sau din două bucăți se folosește atunci când caseta de direcție nu se află pe direcția axului volanului.

Din motive de securitate, au aparut la autoturisme soluții de coloana de direcție deformabilă , sub acțiunea unui șoc puternic. În general autovehiculele erau echipate cu coloane de direcție telescopice din două tuburi care devin telescopice la o anumită forță axială.

Elementele componente ale sistemului de direcție se împart în funcție de destinația lor, și anume:

Mecanismul de acționare sau comandă a direcției , ce servește la transmiterea mișcării de la volan la levierul de direcție.

Transmisia direcției, cu ajutorul căreia mișcarea este transmisă de la levierul de direcție la fuzetele roților.

Sistemele de direcție se clasifică după mai multe criterii și anume : locul de dispunere a mecanismului de acționare, tipul mecanismului de acționare, particularitățile transmisiei, locul unde sunt plasate roțile directoare.

După locul de dispunere a mecanismului de direcție , se deosebesc sisteme de direcție pe dreapta sau sisteme de idrecție pe stânga.

După tipul mecanismului de acționare, sistemele de direcție se clasifică in funcție de:

Raport de transmitere, care poate fi constant sau variabil

Tipul angrenajului, întâlnindu-se mecanismele cu melc, cu șurub, cu manivelă și cu roți dințate.

Tipul comenzii ,care poate fi : mecanică, mecanică cu servomecanism (hidraulic, pneumatic sau electric) și hidraulică

După particularitățile transmisiei direcției, clasificarea se face in funcție de:

Poziția trapezului de poziție în raport cu puntea față , care poate fi anterior sau posterior

Construcția trapezului de direcție, care pote fi cu bară transversală de direcție la puntea din față , la puntea din spate sau la ambele punți

Mecanismul de acționare a direcției. Condițiile impuse sistemului de direcție sunt satisfăcute în mare măsură de construcția mecanismului de acționare, care trebuie sa indeplinească următoarele cerințe:

Să fie reversibil pentru a permite revenirea roților de direcție în poziția corespunzătoare mersului in linie dreaptă după încetarea efortului aplicat la volan

Să aibe un randament bun – pierderile prin frecare in mecanismul de direcție să fie cât mai mici , în scopul ușurării conducerii. Este indicat să aibe un randament mai mare la transmiterea mișcării de la volan la levierul de direcție și un randament mai redus de la levier la volan, pentru ca șocurile provocate roților de neregularitățile căii să fie absorbite în mare măsură în mecanism și să se transmită cât mai atenuate la volan.

Să asigure caracterul și valorile necesare ale raportului de transmitere

Să aibe un număr minim de puncte de reglare , cuposibilitatea obigatorie de reglare a jocului dintre elementul conducător si elementul condus al mecanismului.

Mecanismele de acționare a direcției se clasifică în funcție de tipul elementului conducător conducător și condus prin care se transmite momentul de la volan la axul levierului de direcție. Ca element conducător se utilizează melcul cilindric , melcul globoidal , șurubul sau roata dințată , iar ca element condus poate fi utilizat sectorul dințat ,sectorul elicoidal, rola, manivela, piulița sau cremaliera.

În prezent cele mai răspândite sunt mecanismele de acținare cu melc globoidal și cu rolă cu pinion și cremalieră.

Mecanismul de acționare cu melc globoial și rolă se compune dintr-o rolă simplă, dublă sau triplă ( în funcție de efortul ce trebuie transmis) și un melc globoidal.

Datorită faptului că intre melc și rolă există o frecare de rostogolire, mecanismul are un randament ridicat.

Melcul globoidal 4 (fig.7) este montat la capătul axului volanului 3 și se sprijină în caseta 8, prin intermediul a doi rulmenți 9 și 12. Rola 6 este montată pe bolțul 5 între brațele furcii 14, prin intermediul a doi rulmenți. Furca 14 este executată dintr-o bucată cu axul 7 al levierului de direcție avănd un capăt sprijinit pe rulmentul 19. Garnitura de etanșare 22 și semeringul 15 împiedică intrarea impurităților în interiorul casetei.

Fig.7 Mecanismul de acționare a direcției ce echipează autoturismul ARO

Capacul 10 fixat cu șuruburi aționează asupra bucșei 11 ce conține inelul exterior al rulmentului9. Garniturile de reglaj 2, de sub capac , servsc la reglarea jocului axial al melcului. În capacul lateral al casetei 20 se găsesc șurubul 18, care este legat de axul levierului de direcție. Reglarea jocului angrenajului dintre melcul globoidal și rolă, care sunt montate excentric, se face prin șurubul de reglare 18 (protejat de piulița 17), care deplasează axial rola împreună cu axul 7. Fixarea piuliței după reglare se face cu știftul 16. Bușonul 21 servește pentru introducerea lubrifiantului în casetă. Cuplajul elastic din cauciuc 1 face legătura între partea inferioară a axului volanului 3 și partea centrală ( axul volanului este divizat în 3 părți) . Garnitura 13 asigură etanșarea axului volanului la intrarea în casetă.

Fig.8.Sistemul de direcție de la automobilele Roman

Mecanismul de la autocamioanele Roman se compune din caseta de direcție propriu-zisă 4 (fig.8) , caseta 13 cu angrenajul în unghi și trompa 14 în interiorul căreia se află axul de transmisie dintre angrenajul de direcție. Caseta de direcție propriu-zisă are angrenajul format dintr-un melc globoidal și o rolă triplă. Melcul globoidal 8 (fig.9) este montat în casetă pe doi rulmenți cu rolele 7 și 9. Prin capacul 4 trece țeava 5 pentru menținerea nivelului uleiului din interiorul casetei. Între capac și caset se montează garnitura 6, care servește la reglarea jocului axial al melcului globoidal.

În angrenarea cu melcul globoidal se află rola 13, montată pe bolțul 19, între brațele furcii 20, prin intermediul a doi rulmenți cu ace. Axul 12 face corp comun cu furca și este fixat la un capăt în capacul 16, pe rulmentul cu ace 15, iar la celălalt capăt în casetă pe bucșele 2 și 3. În zona cu caneluri a axului 12, se montează levierul de direcție, fixat cu piulița1. Jocul între melc și rolă se reglează cu ajutorul șurubului de reglaj 14, montat în capacul 16.

In fig.9.b este reprezentată o secțiune prin această casetă.

Fig.9. Mecanismul de acționare cu melc globoidal

și rolă de la autocamioanele Roman

Mecanismul de acționare cu pinion și cremalieră. Acest tip de mecanism (fig.10) se utilizează destul de des la autovehiculele cu suspensie independentă a roților și bară transversală de direcție . In felul acesta, numărul articulațiilor transmisiei direcției se reduc la patru față de alte soluții care necesit cel puțin șase articulații.

Fig.10. Mecanismul de acționare a direcției cu pinion și cremalieră

Pinionul cu dinți înclinați 8 al axului volantului 5 este montat pe doi rulmenți radiali axiali 7, al căror joc se reglează cu garnituri montate sub capacul nferior al casetei de direcție. Cremaliera 9 este realizată pe o bară de secțiune circulară , care este introdusă în țeava de oțel 6. Angrenarea corectă între pinion și cremalieră este asigurată de dispozitivul 3. Jocul angrenajului se stabilește cu ajutorul garniturilor 2. In orificiul din centrul suportului se montează plunjerul de bronz 4, care este apăsat de arcul 10, pe cremalieră. Efortul produs de plunjer nu trebuie să depășească o anumită valoare pentru a nu provoca griparea, realizând numai frecarea necesară a mecanismului.

Capetele cremalierei se ansamblează cu barele oscilante prin articulații sferice. Pătrunderea murdăriei la angrenaj este împiedicată in burduful de cauciuc 1. Raportul de transmitere este constant.

Mecanismul de acționare cu șurub, piuliță și sector dințat (cu bile recirculante). Axul volanului 5 (fig.11) este prevăzută la partea inferioară cu o porțiune filetată l, care se sprijină în caseta de direcție 9, prin intermediul a doi rulmenți cu role conice 4. Piulița 3 și partea filetată a axului volanului sunt prevăzute cu un filet special cu profil semicircular. Prin suprapunerea canalelor piuliței și ale șurubului se formează un canal elicoidal, care, impreună cu tubul de ghidaj 2, se umple cu bile, asigurându-se astfel circulația neîntreruptă a acestora. Piulița are tăiat la exterior o cremalieră 6, care angrenează cu sectorul dințat 7, solidar cu axul 8 al levierului de direcție.

Fig.11. Mecanismul de acționare a direcției cu șurub, piuliță și sector dințat.

Jocul axial al volanului se reglează cu piulița 10, iar jocul dintre piuliță și sector (montate excentric) prin deplasarea sectorului dințat 7 ( împreună cu axul în raport cu cremaliera piuliței). Jocul dintre șurub și piuliță nu se reglează.

Acest mecanism, datorită existenței frecării cu rostogolire, prin intermediul bielelor, permite obținerea unui randament ridicat. Greutatea și dimensiunile de gabarit sunt destul de reduse. Acest mecanism se utilizează la unele autocamioane grele.

Transimisia direcției. Construcția transmisiei direcției este determinată de tipul constructiv al punții din față și de locul unde sunt plasate roțile de direcție.

Transmisia direcției în cazul punții rigide. Caracteristic pentru această soluție (fig.12.) este faptul că bara transversală de direcție 3 este executată , de regulă , dintr-o singură bucată. Trapezul de direcție , este format din bara transversală 3, levierele fuzetelor 4 și partea centrală a punții din față, este un trapez posterior.

Fig.12. Transmisia direcției în cazul punții rigide

1.levier de direcție(comandă), 2.bară longitudinală de direcție, 3.bară transversală de direcție, 4.levierele fuzetelor, 5.fuzete, 6.brațul fuzetei, 7.mecanism de acționare.

Tijele și pârghiile care formează transmisia direcției sunt legate între ele prin articularități sferice, care mai au și rolul de a elimina jocurile datorate uzării, de a se amortiza șocurile transmise roților de direcție de către calea de rulare.

Articularitățile sferice se clasifică în funcție de forma bilanțului și de sistemul de reglare a jocului .

Bolțul poate avea capul sub formă sferică (fig.13.a.c) sau semisferică și tronconică (fig.13.b)

Fig.13. Tipuri constructive de articulații sferice

1.bolț, 2.pastile, 3.arcuri de compensare

După sistemul de reglare a jocului ,articulațiile sferice pot fi : elastice sau tip pană.

În cazul articulațiilor elastice, jocurile datorate uzurii sunt compensate automat cu ajutorul unui arc, care poate acționa axial (fig.13.b.) sau radial (fig.13.a.).

Intensitatea șocurilor ce se transmit mecanismului de acționare a direcției și volanului depinde de tipul constructiv al acestor articulații sferice. Articulațiile sferice trebuie unse periodic, pentru aceasta sunt prevăzute cu gresor. În ultima vreme, pentru simplificarea întreținerii, se folosesc pe scară tot mai largă articulațiile sferice capsulate ( fig.13.c.). La aceste articulații partea sferică a bolțului și pastilele au aplicate pe ele un strat din material plastic de cca. 2,5 mm , impregnat cu bisulfură de molibden pentru reducerea frecării. Articulația este umplută la motoare cu o unsoare pe bază de calciu , capsulată.

Transmisia direcției în cazul punții articulate. La autoturismele cu suspensie independentă a roților din față este caracteristic faptul că bara transversală de direcție este fracțională în două sau mai multe părți, pentru a permite separat fiecărei roți oscilații pe verticală.

În figura 14.a este reprezentată transmisia direcției, la care mecanismul de acționare 1 imprimă levierul de direcție 2 o mișcare de rotație ce se transmite pârghiei unghiulare 3, care este articulată de bara transversală de direcție, compusă din două părți 4 și 5.

Fig.14. Transmisia direcției la automobilele cu s

uspensie independentă a roților

La soluția din fig.14.b bara transversală de direcție se compune dintr-o parte centrală 1 și două părți laterale 4 , legate la brațele fuzetelor 5. Transmisia direcției mai cuprinde levierul de direcție 2 (elmentul conducător) , care primește mișcarea de la caseta 3 și părghia pendulară 6.

Bara de direcție in figura 14.c este compusă din două părți 2 și 5, legate cu capetele interioarede levierul central 3, iar cu cele exterioare de brațele fuzetelor 1 și 6. Elementul conducător îl constituie levierul de direcție 7, prin care, prin intermediul barei 4, transmite mișcarea pârghiei centrale 3.

În figura 14.d este reprezentată transmisia direcției la mecanismul de acționare cu pinion și cremalieră , care este o variantă a transmisiei cu levier central. La această soluție levierul central , avănd o mișcare de rotație, a fost înlocuit cu cremaliera 1 având o mișcare de translație. De la cremalieră mișcarea este transmisă barelor laterale 2 ce sunt articulate de brațele fuzetelor.

Servodirecții utilizate la automobile. La unele autocamioae și autobuze de mare capacitate și unele autoturisme de clasă superioară, se utilizează mecanisme de comandă a direcției prevăzute cu servomecanisme hidraulice. Servomecanismele hidraulice de direcție reduc forța necesară pentru manevrarea volanului, contribuind astfel la ușurarea conducerii autombilului și la amortizarea oscilațiilor mecanismului de direcție .

În funcție de modul de realizare a servomecansmului , se deosebesc două tipuri de servodirecții.

La primul tip, servomecanismul este realizat separat de mecanismul de acționare a direcției , el acționând asupra organelor transmisiei direcției.

Servodirecția ZF 8065(fig.15) utilizată la automobilele ROMAN se compune, în principal , din caseta de direcție propriu-zisă 10 ( în care se găsește și servomecanismul hidraulic), pompa de înaltă presiune 3, rezervorul de ulei 13, volanul 1 cu axul 2 și conductele de legătură 4,5 și 12.

Fig.15. Ansamblul servodirecției automobilelor ROMAN :

1-Volan, 2- ax volan, 3- pompă de inaltă presiune, 4- conductă de legătură dintre pompă și rezervor , 5- conductă de legătură dintre pompă și caseta de direcție, 6- carcasă angrenaj în unghi, 7- supapă de retur, 8- trompă , 9- mecanism supape servodirecție, 10- casetă de direcție propriu-zisă , 11- levier de direcție , 12- conductă de retur pentru ulei, 13-rezervor de ulei.

Caseta de direcție propriu-zisă (fig.16) este compusă din carcasa, prevăzută în interior cu un cilindru în care se deplasează pistonul 2, ce transformă mișcarea de rotație a axului volanului într-o mișcare de translație și o transmite sectorului dințat 29, pe al cărui act este montat levierul de direcție .

Fig.16. Caseta de direcție propriu-zisă și mecanismul

Supapelor de la servodirecția automobilelor ROMAN

1-carcasă casetă, 2-piston, 3-piuliță de direcție, 4-canal de recirculare bile, 5-garnitură de etanșare, 6-garnitură pentru îndepărtarea uleiului, 7-șurub conducător, 8-capac interior, 9- cilindru supape cu sertar, 10- supapă, 11-rulment cu ace, 12- inelul interior al rulmentului 17, 13-inelul exterior al rulmentului 17 , 14- manșetă de obturare , 15-ax de antrenare, 16-carcasă mecanism supape, 17-rulment cu bile, 18- garnitură de etanșare inelară, 19-bară de torsiune, 20-supapă tip piston, 21- bloc portsupape, 22-garnitură de etanșare, 23- șaibă de protecție, 24-rulment axial cu ace, 25-garnitură inelară, 26-piuliță inelară, 27-bile, 28-bolț de antrenare, 29- sector dințat

Pentru aceasta, pistonul este prevăzut la partea exterioară cu o dantură prin care angrenează cu sectorul dințat 29, iar la partea interioară cu un locaș cilindric în care intră șurubul conductor 7. În interiorul pistonului se găsește și piulița de direcție 3, montată cu ajutorul piuliței inelare 26. Transformarea mișcării de rotație a șurubului în mișcare axială a pistonului se face cu ajutorul bilelor 27 și al piuliței 3. În carcasa 16, montată pe caseta de direcție se gesește mecanismul suappelor servodirecției, etanșat prin capacul interior 8 și garniturile de etanșare 22 ș 25. Acest mecanism este compus din blocul portsupape 21, supapele 20, axul de antrenare 15 și bara de torsiune 19.

Blocul portsupape 21 face corp comun cu șurubul conducător 7 , și conține în plan transversal, doi cilindri 9 ( superior și inferior), corespunzător celor două supape.

Supapele 20 sunt de tip piston-sertăraș , cea de sus permițând trimiterea uleiului în spațiul dintre caseta de direcție și partea din dreapta pistonului, iar cea de jos, trimiterea uleiului în spațiul dintre caseta de direcție și partea din stânga a pistonului 2.

Axul de antrenare 15 ete prevăzut cu două cepuri ce intră în orificiile radiale de la mijlocul supapelor- sertăraș, în scopul acționării lor. Bara de torsiune 19 este montată rigid atât pe șurubul conducător 7, cât și pe axul de antrenare 15. Ea are rolul de a transmite momentul de răsucire de la axul volanului la șurubul conducător, precum și de a readuce in poziția neutră supapele –sertăraș 20, atunci când conducătorul auto nu mai acționează asupra volanului.

Angrenajul în unghi, montat într-o casetă fixată pe caseta de direcție prin intermediul unei trompe , este format din două pinioane conice.

La deplasarea automobilului în linie dreaptă, supapele-sertăraș 11 și 12 se găsesc în poziție neutră, iar centrele găurilor lor radiale de antrenare 7 sunt în linie cu centrul găurii centrale 8 a blocului portsupape. În această situație, sunt deschise atât orificiile de debitare 10 și 13 din dreapta supapelor, cât și orificiile de refulare 9 și 6 din stânga supapelor sertăraș. Pompa de înaltă presiune 16 trimite uleiul în spațiul din jurul blocului supapelor prin conducta 14. De aici , o parte trece prin orificiul de debitare 10, deschis de supapa superioară 11 și prin canalul 23 intră în caseta de direcție, în spațiul din dreapta pistonului 2.

Datorită faptului că presiunea uleiului din ambele părți ale pistonului este aceeași, acesta rămâne fix , iar angrenarea cu sectorul dințat 21 se face în poziția mijlocie (neutră). După umplerea spațiilor menționate, uleiul debitat de pompa 15 se întoarce în rezervorul de ulei direct din canalele de debitare, prin orificiile 6 și 9, canalul central 8 al blocului supapelor și conducta de refulare 19.

Fig.17.a Funcționarea servodirecției automobilelor ROMAN.

Poziția elementelor servodirecției la mersul în linie dreaptă

1-carcasă casetă, 2-piston,3-canal de recirculare a bilelor, 4-bile,5-șurub conducător, 6-orificiu de refulare, 7- orificiu radial de intrare a supapei

Fig.17.b Poziția elementelor servodirecției la virarea la dreapta

La acționarea volanului pentru virarea la dreapta (fig.17.b.), cepurile arborelui de antrenare 20 deplasează supapa superioară 11 spre dreapta, mărind secțiunea de trecere a orificiilor 10, de debitare și 9 de refulare, în acelaș timp deplasează spre stânga supapa inferioară 12, închizând atât orificiul de debitare 13, cît și orificiul de refulare 6. În acest caz, uleiul sub presiune este trimis în caseta de direcție numai în dreapta pistonului 2, prin orificiul 10, și conducta 23, realizând deplasarea pistonului spre stânga și rotirea sectorului dințat și, în consecință , virarea automobilului la dreapta.

În timpul deplasării pistonului, uleiul aflat în partea stângă a acestuia este refulat către rezervorul de ulei 16 prin conducta 22, orificiul de refulare 9, canalul 8 alblocului supapelor și conducta 19.

4.Geometria direcției

Unghiurile caracteristice, tratate anterior, poziționează roțile precis în timpul rulării în linie dreaptă; pe lângă acest lucru, mai sunt câteva efecte particulare simțite în timpul negocierii unei curbe. Când roțile sunt bracate, o altă condiție foarte importantă este creată, condiție legată direct de raza curbei negociate.

Pentru a înțelege această condiție, este mai bine să considerăm viteza de rulare a roții una foarte mică, fără interferențe; în această situație nu există forțe perturbatoare ce acționează asupa vehiculului, cum ar fi, forța centrifugă, împingerea laterală datorată vântului, forțe acceleratoare datorate cuplului motor, etc.

O condiție esențială, pentru a preveni că roata să fie supusă frânării laterale ce ar fi foarte dăunătoare pneului, este ca, atunci când urmează traiectoria impusă, aceasta trebuie să fie perfect perpendiculară pe raza curbei.

Atunci când toată puntea față virează, cu toate că roțile parcurg două cercuri de raze diferite, ele se mențin perpendiculare pe raza arcului de cerc descris de curbă.

Atunci când tot autovehicul este cotit trebuie să se respecte aceleași condiții, ceea ce înseamnă că două axe trebuie să respecte condițiile simultan, iar puntea spate trebuie să învârtă în jurul aceluiași centru de rotație.

Această condiție poate fi respectată cu ușurință în cazul în care toată puntea față se rotește, precum este arătat în fig. 61. Însă, din motive evidente de stabilitate și restricții de spațiu sub vehicul, acest lucru nu este posibil în cazul vehiculelor motorizate; vehiculele motorizate sunt virate datorită articulațiilor pivoților; roțile se comportă ca și cum ar fi pe două punți separate (fig. 62). Dar, dacă ambele roți sunt virate în același mod, ca în fig. 62, cu un unghi ?, ce urmează două traiectorii diferite dar de aceiași rază atunci una din roți va fi târâtă spre punctul impus de celelalte trei și astfel uzura cauciucului ce echipează acea roată va fi foarte mare.

Din fig. 63 se pot vedea următoarele: DE – traiectorie incorectă a roții exterioare care, urmând raza Re nu trece prin centrul real al curbei C; acest lucru se întâmplă dacă roata se întoarce cu același unghi și Re și Ri sunt pralalele ca și DE și FG.

AB – traiectoria exactă a roții exterioarea ce urmează raza Ri ce trece prin centrul curbei C; această conditiie poate fi îndeplinită numai atunci când unghiul de întoarcere al roților nu este același, ? și ß, ceea ce înseamnă că Ri și Re nu sunt paralele; observați de asemenea că roțile trebuie să aibă convergență negativă pentru a evita tărârea uneia dintre ele.

Astfel, geometria direcției este definită ca poziția de convergență negativă luată în timpul virării; este exprimată în două moduri, primul fiind în grade, garde de întoarcere a roții (considerând o valoare fixă a întoarcerii de 20°, stabilită prin convenție).

Exemplu: fig. 64: roata exterioară virajulului se rotește cu 20° iar cea interioară cu 23°, sau vice-versa, cea interioară se rotește cu 20° iar cea exterioară cu 17°. În acest exemplu se poate vedea că valoarea convergenței în cazul unghiului de bază de 20° este de 3°, rezultată din diferență (20°-17°) sau (23°-20°).

Astfel, conditiia ideală este: Cele două roți, ce merg în linie dreaptă, trebuie să aibă o valoare de convergență negativă aproape de valoarea 0°, dar, imediat cum încep să negocieze o curbă, valoarea convergenței trebuie să crească progresiv, devenind mai accentuată o dată cu creșterea unghiului de întoarcere.

Paralelogramele direcției.

Convergentă negativă a roților, proporțională cu raza de întoarcere, este generată de cele două bare de direcție atașate pivotului, cu lungimi și poziții bine definite.

Dacă, însă, cele două bare de direcție formează un paralelogram articulat simetric pentru ambele roți ale aceleiași punți, atunci condiția nu va fi satisfăcută (fig. 65).

De fapt, se poate vedea din fig. 65 că barele de direcție sunt paralele cu axa longitudinală a vehiculului, și ele rămân paralele și în timpul virării; același lucru se

întâmplă și cu roata, care nu este capabilă să adopte poziția de convergență negativă necesară.

Fig. 66. Convergentă necesară în timpul întoarcerii poate fi obținută numai

dacă cele două bare de direcție formează un paralelogram asimetric, ceea ce înseamnă că barele de direcție converg către spatele vehiculului.

Centrul de rotație instantanee.

În cazul paralelogramelor de direcție asimetrică, atunci când este negociată o

curbă, o dată cu mișcarea barelor de direcție, arcele de cerc descrise de acestea

au raze diferite. Acest lucru se întâmplă în fig. 67, unde bara de direcție de pe partea dreaptă urmează o traiectorie mai idepartata de axa longitudinală XX, și, în

același timp, bara de direcție de pe partea stângă se apropie de axa YY; rezultatul se

traduce prin faptul că bara de direcție dreapta urmează arcul AB, creând un unghi ?, iar bara de direcție stânga urmează arcul A1B1 crand un unghi = 1 mai mică ca ?. Același efect este observat, mult mai ușor, dacă arcele BC și B1C1 au unghiurile ß și ß1. Se poate trage concluzia că, cu paralelograme de direcție asimetrice, diferența de întoarcere dintre roata interioară și cea exterioară este dobândită, astfel producând o

convergență progresivă în raport cu unghiul curbei negociate.

Condiția teoretică care leagă geometria direcției roților față (viratoare) de poziția roților spate (non viratoare), lucru necesar pentru a evita târârea acestora din urmă, este ca extensia axei barelor de direcție să se întâlnească exact prin centrul punții spate (fig. 68).

Unghiul ? adoptat de barele de direcție devine o funcție a ampatamentului vehiculului și în consecință a raportului P/C. O dată ce aceste condiții teoretice au fost îndeplinite, rotițe, atunci când virează, adoptă o poziție perpediculara pe raza traiectoriei curbei și nu sunt supuse nici unei alunecări/târâri laterale ce este atât de dăunătoare pneului (fig. 69).

Centrarea direcției.

Centrarea direcției este reprezentată de condiția de simetrie perfectă a părților direcției în raport cu axa longitudinală a vehiculului.

Direcția vehiculului este centrată atunci când barele de direcție

converg către centrul punții spate(fig. 70). Axele ce trec prin roțile față (indiferent dacă au sau nu convergență) sunt simetrice în raport cu roțile spate (distanță A); Bara de direcție, pivotul și direcția revin în poziția centrală; Barele de direcție ajustabile au aceiași lungime (distanța B); Atunci când direcția este centrată, geometria direcției este perfect simetrică, fie că virăm stânga sau dreapta. Același lucru se aplică în raport cu limita maximă de întoarcere a roții.

Devierea axelor

Condiția teoretică în care proiecția roților față pe puntea spate este simetrică A=A' , roțile viratoare și sistemul de direcție sunt în centrul razei de mișcare și barile de direcție ajustabile sunt de aceiași lungime nu poate fi întotdeauna respectată datorită deformațiilor sau deviațiilor ce apar asupra întregului sistem, deformații cauzate de neregularități ale suprafeței de rulare.

Aceste deviații pot fi grupare în trei categorii, cu toate că sunt unele tipuri de deviații care pot fi identificate și rectificate numai folosind sisteme legate de rectificarea șasiului sau caroseriei.

1) Puntea față este oblică în raport cu axa logitudinala a vehiculului și are o valoare ? (fig. 72). Datorită resistentei la înaintare, roțile vor fi așezate într-o poziție simetrică față de puntea spate, cu proiecțiile A și A' egale, precum este arătat în fig. 71; în mod normal, acest lucru se întâmplă dacă roțile sunt ghidate prin bare de direcție.

Pe șosea, este posibil ca volanul și direcția să fie deviate din centru, fie către stânga fie

către dreapta, în funcție de înclinarea oblică a punții. Pentru a repoziționă direcția pe

centru, este necesar să se scurteze unul din brațele de direcție și să se lungească celalat, ceea ce ar duce imediat la deformatea paralelogramelor direcției.

Însă, când deviația punții depășește valoare de 1°, atunci geometria direcției este inevitabil afectată.

2) Axa spate este oblică în raport cu axa longitudinală a vehiculului cu o valoare ? (fig.73).

Pe șosea, roțile față se trag într-o poziție simetrică cu proiecțiile lor asupra

punții spare A și A' egale, ceea ce înseamnă că barele de direcție, centrul direcției și centrul volanului corespund valorilor normale. În acest caz, roțile spate sunt supuse

unei alunecări negative sau pozitive, ceea ce cauzează uzura neregulată pe suprafața pneului.

Această orientare a direcției este valabilă atât timp cât unghiul ? nu depășește 1° + 1° 30', valoare peste care vehiculul devine sensibil la cuplul motor, exprimat de raportul [cuplu motor]/[greutatea vehiculului]. Dacă acest raport este mare, roțile viratoare sunt trase într-o poziție simetrică cu noua axă creată de roțile spate în modul descris în cele ce urmează:

Această variere se întâmplă în detrimentul centrulul de direcție și al centrului

volanului, și este imposibil de compensat deoarece este dinamică; acest efect caracteristic poate fi perceput pe șosea când, sub efectul cuplului motor, volanul își schimbă singur orientarea.

3) Există o deviere transversală S, nu oblică între cele două punți (fig. 74).

Acest tip de deviere poate să aibă loc atunci când, datorită distribuției neuniforme

a greutății vehiculului, este creat un cuplu ce face ca roțile față să se rotească, în detrimentul centrului de direcție și al volanului; această condiție poate fi creată când valoarea S depășește 30-40 mm.

Efectele dinamice particulare

Efectele alunecării asupra pneului.

În capitolul în care am tratat geometria direcție, s-a propus evaluarea comportamentului roților în timpul negocierii unei curbe la viteză mică, fără intererente.

Dacă presupunem acum că vehiculul, în timpul negocierii curbei, este supus unor forțe perturbatoare precum viteza, vântul, cuplul motor și frânarea, se va vedea că vehiculul nu urmează cu rigurozitate traiectoria corespunzătoare orientării roților; în schimb, va fi supus deviațiilor datorită efectelor acestor forțe create asupra pneului. Acest efect este cunoscut ca ALUNECAREA PNEULUI (fig. 75).

Alunecarea pneului (a nu se confunda cu alunecarea roții, tratată în capitolul despre convergență) este rezultatul deformației elastică a pneului sub efectul forțelor perturbatoare; alunecarea poate de asemenea să fie creata dacă vehiculul merge în linie dreaptă, dar într-o măsură mai mică decât în curbe.

Unghiul de alunecare al pneului, precum se vede în fig, 75, este unghiul format pe planul orizontal de axa teoretică de direcție a pneului și axa efectivă:

– crește o dată cu creșterea greutății asupra roții;

– scade o dată cu creșterea presiunii pneului;

– poate varia mai mult sau mai puțin în funcție de poziția geometrică a roților.

Influența alunecării în timpul rulării în linie dreaptă.

Cu referire la fig. 76, să presupunem că forță perturbatoare Fp acționează al acesteia este centrul de greutate;generează o alunecare Da a roților față și Dp a roților spate.

Ca și consecință a forței perturbatoare Fp, dacă alunecarea Da este mai mare decât Dp, vehiculul va avea tendința să înceapă să vireze către dreapta, ajungând din punctul 1 în punctul 2 (fig. 77), dar ca rezultat al acestui lucru, o forță cetrifuga Fc este creată ce acctioneaza în sens contrar forței Fp și astfel devierea cauzată de alunecare nu mai are loc. Acest comportament este cunoscut ca STABIL.

Dacă, pe de altă parte, ca rezultat al aceleiași forțe perturbatoare Fp, alunecarea Dp este mai mare decât Da,vehiculul va avea tendința să înceapă să vireze spre stânga, ajungând din punctul 1 în punctul 2 (fig. 78). Forța centrifuga Fc creată în acel moment, se va adăuga și ea ca forță perturbatoare. Vehiculul care tinde să crească deviația cauzată de alunecate este cunoscut ca INSTABIL.

Influența alunecării în timpul virării

Într-o curbă, forța centrifugă reprezentată de Fc, aplicată centrului de greutate G al vehiclului, produce deformări elatice laterale asupra penurilor; aceste deformări sunt

legate de: Distribuția greutății pe punți (schimbă punctul G de aplicare al forței Fc);

Accelerarea și decelerarea, indiferent de rotile de aplicare al cuplului motor.

Dacă pneurile spate sunt supuse unei alunecări mai mari, vehicului va încerca să

negocieze curba adoptând o rază mai mică decât cea impusă de roțile viratoare.

În acest caz se spune că vehiculul este SUPRAVIRATOR.

Dacă pe de altă parte, pneurile față sunt supuse unei alunecări mai mari decât cele spate, traiectoria urmată de vehicul va avea o rază mai mare decât cea impusă

de roțile viratoare; vehiculul tinde să iasă în curbă și se spune că vehiculul este SUBVIRATOR.

Pentru a corecta aceste alunecări, sau să le facă folositoare, producătorul a încercat să redistribuie greutatea, pentru a stabili care penuri și la ce presiune trebuiesc folosite pentru a adapta poziția geometrică a vehiculului la cerințele șoferului, astfel încât vehicului să fie echilibrat corect.

Toate aceste unghiuri caracteristice ale vehiculului influențează alunecarea și deci comportamentul dinamic al vehiculului; pentru că fenomenul este unul foarte complex, este dificil să îl tratăm în totalitate în acest document, dat fiind numărul mare de diferențe structurale între dferitele tipuri de mașini, un exemplu va fi dat al corecției

dinamice a unui vehicul aflat într-o curbă.

În primul caz, care este teoretic, punctul de convergență al barelor de direcție coincide cu centrul punții spate, punctul D (fig. 80) În al doilea caz, însă, prin mutarea punctului de intersesctie al barelor de direcție în fața punții spate, punctul D1, atunci poziția centrului curbei se schimbă de asemenea; în acest caz, se crează o corecție

dinamică, cauzând deformări elastice diferite.

Alunecarea primară și secundară.

Pneurie radiale moderne, datorită caracteristicilor structurale, produc un efect de

alunecare care este independent de forțele externe ce ar putea interveni pentru

a le deforma elastic.

Această alunecare este divizată în două categorii:

1 ALUNECAREA PRIMARĂ – are loc atunci când deformarea laterală elastică a

pneului este generată de asimetria structurală a anvelopei în raport cu planul latitudinal al roții; de fapt, sârmele ce formează anvelopei a pneului nu sunt perpendiculare pe suprafața de rulare ci oblice; alunecare primară va fi spre stânga sau dreapta, în functie de orientarea sârmelor ce formează zona laterală cea mai apropiată de suprafața de rulare, și această tendință este inversată dacă se inversează direcția de rotație a roții.

2 ALUNECAREA SECUNDARĂ – are loc când deformarea laterală elastică a pneului este generată de asimetria în rigiditatea laterală a pneurilor, asimetrie

cauzată de defecte de fabricare.

Dacă aceste două fenomene sunt accentuate, pot afecta direcția vehiculului în linie dreata, fiind constant nevoie de corectarea direcției de mers. Un fenoment similar a fost observat în capitolul în care am vorbit despre înclinarea pivotului; așadar, dacă este detectată în timpul verificărilor și corecțiilor unghiurilor roților, atunci trebuiesc luate în seama ambele fenomene ca și cauze ale direcție necentrate.

În acest caz, pentru a remedia problema, unghiul de fugă al roților viratoare trebuie

să fie pe cât posibil egal, iar o verificare amănunțită este necesară pentru a se vedea dacă există vreo forța rezistență ce acctioneaza asupra acestora, precum, de exemplu, frâne, presiuni ale pneurilor diferite sau uzura diferită ale acestora.

Partea practică

Analiza performanței unui autocamion 4×4 cu semiremorcă, cu o greutate utilă de 32000 daN, echipat cu un motor cu aprindere prin comprimare cu 6 cilindrii dispuși in linie, ce dezvoltă o putere de 280 cp (206 kw) la o turație nominală de 2200 RPM. În scopul verificării și optimizării mecanismului de direcție.

Dimensiunile principale

La stabilirea dimensiunilor principale se au în vedere următoarele : Planul de bază al automobilului se consideră perfect orizontal, automobilul este imobil, roțile se găsesc în poziția corespunzătoare mersuli în linie dreaptă , având pneurile la presiune de regim.

Dimensiunile principale care caracterizează construcția unui automobil sunt: dimensiunile de gabarit, ampatamentul, consolele, ecartamentul, dimensiunile interioare ale suprastructurii, lumina ( garda la sol) , unghiul de trecere și razele de trecere.

Dimensiunile de gabarit sunt cele mai mari dimensiuni privind lungimea A, lățimea B și înălțimea H (utilajul fiind neîncărcat) ținând seama și de dimensiunile cabinei și a caroseriei.

Ampatamentul L reprezintă distanța dintre axele geometrice ale punților. În cazulșasiurilor cu trei punți , ampatamentul se consideră distanța dintre axa geometrică a punții din față și jumătatea distanței dintre cele două punți din spate ( în acest caz se indică suplimentar și distanța celor două punți din spate). După STAS 6689/2-74 ampatamentele automobilelor cu trei sau mai multe punți se indică prin distanțele dintre punțile consecutive începând cu puntea din față . Ampatamentul total este suma acestor distanțe.

Ecartamentul din față E1, respectiv din spate E2, reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților de pe aceeași punte. În cazul roților duble la spate ecartamentul se măsoară ca distanța dintre planurile de trec la jumatatea distanței dintre două roți.

Consolele din față l1 și din spate l2 reprezintă distanțele pe orizontală dintre axa de simetrie a punții din față, respectiv din spate, până la extremitatea din față, respectiv din spate a utilajului. Ele se mai numesc depășirile bazei.

Înălțimea platformei Hp reprezintă distanța de la calea de rulare la suprafața exterioară a podeleiplatformei utilajului.

Dimensiunile suprastructurii KxMxN reprezintă lungimea ,înălțimea și lățimea suprastructurii măsurate în interiorul acesteia.

Parametrii geometrici ai capacității de trecere

Prin capacitatea de trecere se înțelege calitatea utilajului de a se deplasa pe drumuri sau terenuri accidentate și de a trece peste obstacole. Capacitatea de trecere este diferită în funcție de tipul, construcția și destinația utilajului. Particularitatea unui utilaj cu capacitatea de trecere mărită este dată de o parte de soluții constructive ale ansamblelor generate și ale organelor sale componente, de corespondența dintre forța de tracțiune maximă ce o poate dezvolta motorul și o poate transmite către roți transmisia și de aderența roților motoare pe calea de rulare și pe de altă parte de parametrii geometrici.

Parametrii geometrici ai capacității de trecere sunt concretizați prin : lumina (garda la sol), raza longitudinală și transversală de trecere , unghiurile de trecere din față și din spate. Ei servesc la aprecierea capacității de deplasare pe drumuri cu denivelări (obstacole verticale sau adâncituri).

Lumina c (garda la sol) este distanța dintre calea de rulare și punctul cel mai coborât al șasiului complet încărcat și caracterizează capacitatea autovehiculului de a trece peste obstacole fără a le atinge sau fără a rămâne suspendat

Raza longitudinală de trecere (ρ1) , este raza unui cilindru convențional tangent la roțile din față , din spate și în punctul cel mai coborât al utilajului, punctul situat între punți. Capacitatea de trecere este cu atât mai mare cu cât raza cilindrului este mai mică la aceeași valoare a ampatamentului.

Raza transversală de trecere (ρ2) , este raza unui cilindru tangent la cele două roți de pe aceeași punte și la punctul cel mai coborât al utilajului , punct situat între roți. Aceasta evidențiază mărimea obstacolelor , în plan transversal, peste care poate trece automobilul. Cu cât valorea este mai mică, cu atât capacitatea de trecere este mai mare .

Unghiurile de trecere din față (de atac) α1 și spate (de degajare) α2, sunt unghiuri determinate de calea de rulare și tangentele duse la roți prin punctele extreme interioare din față respectiv din spate. La circulația pe un drum accidentat este posibil ca automobilul să atingă calea de rulare , astfel încât la proiectarea șasiului și caroseriei unui automobil se ține seama de valorile optime ale ungiurilor de trecere

Posibilitățile de trecere ale automobilului peste obstacole orizontale și verticale depind în mare măsură și de raza roților echipate (r). Astfel la automobilele cu o singură punte motoare înălțimea obstacolului vertical (h) peste care poate trece este h=2/3r.

Pentru analiza performanței unui autovehicul de marfă , respectiv un autocamion cu semiremorcă , se vor adopta principalii parametrii ce definesc construcția autovehiculului ca fiind următorii :

Lungimi:

Ampatamentul = 3500mm

Consola față = 1450mm

Consola spate șasiu = 920mm

Lungimea totală = 5874.1mm

Lungimea permisă suprastructurii maxime = 10501mm

Lățimi:

Lățimea cabinei = 2487mm

Lățimea totală = 2550mm

Lățimea șasiu spate = 950mm

Lățimea șasiu față= 770mm

Ecartament față = 2000mm

Ecartament spate= 1857mm

Înălțimi:

Înălțimea totală a cabinei, neîncărcat = 3900 mm

Înălțimea totală cabină , Încărcat = 3864.5mm

Înălțimea șasiu neîncărcat= 93mm

Înălțimea șasiu încărcat= 89.21mm

1.3. Greutatea și capacitatea de încărcare

Greutatea uste un parametru ce caracterizează calitățile de tracțiune după aderență, precum și presiunea specifică pe calea de rulare. Greutatea G reprezintă suma greutăților proprii G0 (greutatea tuturor agregatelor agregatelor și mecanismelor din construcția utilajelor, a combustibilului , truselor de scule, a roții de rezervă) și a greutății utile Gu (greutatea încărcăturii și a persoanelor permise în cabină)

G = G0 + Gu [daN]

Greutatea utilă se calculează cu relația :

Gu = Ginc + 75n [daN]

În care Ginc este greutatea încărcăturii [daN] , n este nmărul locurilor din cabina conducătorului, considerîndu-se greutatea unei persoane ca fiind egală cu 75 daN.

Spre exemplificare, pentru autocamionul studiat, grutatea totală se poate calcula astfel :

G = Ga + nGp + Gs + Gc + Gm

Ga (greutatea autocamionului ) = 6820 daN

Gp (greutatea medie a unei persoane ce ocupă un loc in cabină) = 75 daN

Gs (greutatea semiremorcii) = 3700 daN

Gc (greutatea containerului)= 21385 daN

Gm (greutatea mărfii transportată în container) = 18285 daN

Astfel ne rezultă greutatea totală G= 50262 daN

Pentru selectarea unei semiremorci potrivite din punct de vedere tehnic se fac următoarele calcule :

Gbs (greutatea brută a semiremorcii) = G – (Ga + Gp)= 25085 daN

*În aceste condiții se va alege o semiremorcă cu 2 axe DAF Olanda CT16-3 , cu o sarcină maximă de 26000 daN. Gs (tara semiremorcii) = 3700 daN, Ls (lungimea semiremorcii) = 7500mm și lățimea acesteia l= 2500mm

*În funcție de dimensiunile si sarcina suportată de semiremorcă , se va alege un container de tip T1C din oțel . Gc (tara container) = 3100 daN, Gbc (greutatea brută a containerului) = Gbs – Gs= 21385 daN .

Astfel, greutatea mărfii din container va fi : Gm= Gbc – Gc = 18285 daN

Poziția centrului de greutate și încărcarea pe punți

În practică, repartizarea greutății pe punți și coordonatele centrului de greutate a și b se determină prin cântărirea succesivă prima dată a autovehiculului în întregime cu masa G, apoi partea ce revine punții din față G1 și cea din spate G2.

Determinarea înălțimii centrului de greutate hG se determină cu următoarea formulă în condițiile în care autovehiculul este așezat într-o poziție înclinată cu unghiul α având roțile (de rază r) din spate pe platforma unui cântar :

hG= a () ctg α + r

*Determinarea poziției centrului de greutate se efectuează în cazul automobilului gol, cât și incărcat cu sarcină utilă maximă.

În următorul tabel sunt expuse valorile medii ale coordonatelor centrului de greutate pentru diferite tipuri de automobile, raportate la ampatamentul L.

Poziția centrului de greutate și încărcarea pe punți pentru un autocamion cu semiremorcă se calculeaza astfel :

G1= G·b/L ; G2= G· a/L ; G3= G-(G1+G2)

G1= greutatea pe axa față, G2= greutatea pe axa spate, G3 = greutatea pe axa semiremorcii.

Se adoptă din tabelul anterior următoarele valori :

b/L gol = 0.45 ; b/L înc = 0.25 ; a/L gol = 0.5 ; a/l înc = 0.65 ; hg/L gol = 0.23 ; hg/L înc = 0.34

Aceste valori reprezintă coordonatele centrului de greutate al autovehiculului, incărcat sau descărcat.

G1 gol= 3261 daN G2 gol= 4660 daN

G1 înc= 2950 daN G1 înc= 12854 daN

Se obțin valorile pentru a,b,hG (pentru vehicul descărcat și încărcat) și se sintetizează într-un tabel. Aceste valori vor fi folosite la calculul de stabilitate

Sarcina pe pneu

Cunoscând greutatea care revine fiecărei punți, a autovehiculului se poate determina sarcina care revine fiecărei roți iîn parte, în condiții statice, atât pentru autovehiculul îcărcat cu sarcină utilă maximă cât și pentru cazul rulării în gol. Astfel:

Pentru jenți simple, punte simplă

Pe față : I1= G1/2 (daN) Pe spate : I2= G2/2 (daN)

Pentru jenți simple și punte dublă

Pe față : I1= G1/4 (daN) Pe spate : I2= G2/4 (daN)

Pentru jenți jumelate și punte dublă (pe spate)

I2= G2/8 (daN)

În care I1, I2 reprezintă încărcarea unei roți de pe puntea (punțile) față, respectiv spate, G1 și G2 reprezintă greutatea ”pe față”, respectiv ”pe spate” și 2,4,8 numărul de roți pe care se distribuie greutățile corespunzătoare.

În funcție de sarcina cea mai mare pe pneu determinată în condițiile arătate mai sus se aleg anvelopele din cataloagele firmelor producătoare, sau din standarde. Astfel se determină și principalele caracteristici ale pneurilor.

Pneurile în cazul nostru le alegem STAS în funcție de încărcarea maximă, dimensiunile sarcinii de încărcare fiind :

Pe axa 1 I1= G1/2= 1630.5 daN (pneuri cu jenți simple, pentru punte simplă)

Pe axa 2 I2= G2/4= 3213.5 daN (pneuri cu jenți jumelate, pentru punte simplă)

În funcție de încărcarea maximă (max I1,I2 = 3213.5 daN) se aleg caracteristicile pneurilor:

Diametrul interior al pneului d (diametrul exterior al jantei)= 20 țoli = 508mm

Numărul de pliuri echivalente = 18 RP

Diametrul nominal exterior Dn= 1050mm

Lățimea (balonajul) B= 12inch= 300mm

Înălțimea profilului H= 310mm

Presiune de regim 6.75 daN/cm2

Viteza de lucru 90 km/h

Raza de rulare rr= raza unei roți imaginare, nedeformabile care rulează fără alunecări și patinări, având însă aceeași viteză de rotație și translație a roții reale.

Se poate determina în funcție de raza liberă a roții r0 și de coeficientul de deformare λ.

r0= Dn/2= 610mm

rr= λ· r0 = 575mm

λ= 0.95 (depinde de presiunea interioară a pneului (>6 bari)

Pentru puntea semiremorcii avem G3 înc = 3200 –(2950+12854) = 16196 daN

I3= G3 înc/8 = 2024 (punte dublă spate, roți jumelate)

B= 10 inch= 250mm

d= 20 inch= 500mm

Dn= 1050 mm

H= (Dn-d)/2 = 275 mm

r0= Dn/2= 525mm

rr= λ·r0 = 490.87mm

Parametrii dinamici

Principalii factori dinamici sunt : forța maximă de tracțiune, caracteristica externă a motorului , viteza maximă, factorul dinamic, panta maximă și stabilitatea.

Forța maximă de tracțiune

Forța de tracțiune se obține prin stransformarea cuplului motor în forță motoare tangențială de tracțiune. Deplasarea utilajului de transport rutier în diferite condiții de lucru este posibilă cănd la roțile mtoare ale acestuia acționează un moment activ suficient de mare pentru a învinge rezistența la înaintare.

Momentul activ transmis roților motoare se numește moment la roată MR, iar puterea corespunzătoare utilizată la autopropulsare se numește putere la roată PR. Datorită pierderilor din transmisie, aceste două mărimi diferă de puterea efectivă Pe, respectiv de momentul efectiv Me ale motorului.

MR = Me · Itr· ηtr

PR = Pe ·ηtr

În care : Itr reprezintă raportul total de transmitere la o treaptă oarecare din cutia de viteze și ηtr reprezintă randamentul transmisiei.

Forța tangențială de tracțiune la roată Fm se determină cu relația :

FR= Fm= F0=

1.5 Caracteristica externă a motorului

Performanțele dinamice ale unui autovehicul depind de performanțele dinamice ale motorului puse în evidență de caracteristica extern 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 efectivă Pe , momentul efectiv Me, consumul orar de combustibil C și consumul specific de combustibil Ce , în funcție de turația 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 la standul de încercare.

Consumul orar C reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motor timp de o oră și se exprimă în kg/h, iar consumul specific Ce, cantitatea de combustibil exprimată în grame , consumată de un motor timp de o oră pentru a dezvolta o putere de 1KW (sau 1 CP), la un aumit regim de lucru.

Între consum specific Ce, consumul orar C și puterea efectivă a motorului Pe există următoarea legătură:

Ce=

Pe aceste caracteristici sunt indicate și punctele particulare cu ajutorul cărora se evidențiează parametrii cei mai importanți ai caracteristicilor motorului:

Turația minimă de funcționare stabilă a motorului n min la care se dezvoltă momentul Me0 și puterea Pe0

Turația de moment efectiv maxim a motorului nM la care se dezvoltă momentul efectiv maxim Memax și puterea efectivă PeM

Turația de putere efectivă maximă a motorului nn la care se dezvoltă momentul Men (Mer) și puterea Pen(Per) , pentru M.A.S nn= nPmax și pentru M.A.C nn= nr

Turația maximă nmax la care se dezvoltă puterea Pem și momentul Mem

Intervalul de turații în care funcționează optim motorul este [nM…nmax].

Zona de turații n<nM se numește zona de instabilitate , deoarece odată cu scăderea turației datorate creșterii sarcinii, scade și momentul motor produs, fenomen care determină oprirea motorului. Zona de funcționare a motorului cuprinsă în intervalul [nM…nn] sau [nM…nr] se numește zona de funcționare stabilă sau zona de stabilitate, deoarece odată cu creșterea sarcinii și scăderea turației , momentul motor produs crește și echilibrează momentele rezistente suplimentare. Cu cât zona de stabilitate este mai mare, cu atât motorul este mai bun pentru propulsarea autovehiculului (nr-turația limitată prin regulatorul de turație).

Mărimea zonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate, care reprezintă raportul între turația momentului maxim nM și turația puterii maxime np :

Și are următoarele valori : pentru MAS 0.45-0.65, pentru MAC 0.55-0.75

Cu cât ke este mai mic cu atât este mai extins domeniul de funcționare stabiă.

Variația mometului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptabilitate , care reprezintă raportul dintre momentul efectiv maxim Memax și momentul efectiv motor la turația maximă (nominală) se numește coeficient de adaptabilitate :

Și are următoarele valori : pentru MAS 1.15-1.4 , pentru MAC 1.05-1.2

Coeficientul de adaptabilitate caracterizează capacitatea motorului de a învinge creșterea cuplului rezistent fără a fi necesară trecerea la o treaptă de viteză inferioară .

Între coeficientul de adaptabilitate ka și coeficientul de elasticitate ke există o relație de forma :

ka = (1.5/0.5)ke

iar între coeficientul de elasticitate și turația corespunzătoare puterii maxime avem :

ke= γ ·

unde γ este un coeficient ale cărui valori depind de tipul motorului și care sut exemplificate în tabelul următor:

Motoarele cu aprindere prin scânteie (MAS) utilizate la utilajele de transport sunt prevăzute cu regulator de turație, care are rolul de a proteja motorul astfel încât la sarcin reduse turația să nu crească prea mult. Porțiunea din caracteristica externă cuprinsă între nr și nmax se numește caracteristică de regulator.

Motoarele cu aprindere prin compresie (MAC) sunt echipate cu regulatoare în scopul funcționării stabile la diferite la diferite sarcini și protejării motorului de pericolul funcționării cu degajare de fum. În acest caz puterea motorului este limitată de regulator la o anumită mărime corespunzătoare turației nr înainte de a atinge valoarea maximă a puterii.

Regulatorul limitator închide admisia în cilindri a amestecului carburant la MA, respectiv injecția de combustibil la MAC, la o anumită turație nr la care a fost reglat. Începând de la această turație puterea Pr și momentul Mr scad brusc , tinzând către 0.

Caracteristica externă la MAC nu are o utilitate practică deoarece performanțele maxime ce se obțin pe o asemenea caracteristică sunt prohibite din cauză că debitul pe ciclu injectat este mare și motorul funcționează la regimuri peste limita de fum.

În literatura de specialitate pentru motoarele cu ardere internă se mai dau următoarele relații aproximative :

nmin ≈ 0.2nn nec ≈ (0.6/0.7) nn

nmax(MAS) ≈ (1.05/1.25) nn nmax(MAC) ≈ nn + (150/200) rpm

Determinarea analitică a caracteristicilor externe ale motorului.

Calculul puterii:

Pei= Pmax

Unde : a=

b=

c=

Dacă se adoptă ke = 0.55 (coeficientul de elasticitate)

Spre exemplu puterea la 600 RpM, cu o turaițe nominala nn=2200 RpM ale motorului rezultă: Pe600= 205.88

Momentul motor se calculează :

Mei = Men[ daN

Unde : Men= 955.4

a1=0.53 ; b1=1.56 ; c1= 1.09, fiind valori adoptate.

Spre exemplu putem calcula momentul la o turație de 600 RpM , cu o turație nominală de 2200 RpM ale motorului , momentul motor este :

Consumul specific se calculează:

Cei=

Unde: Ce= [g/kwh] = 214.28 [g/kwh]

μ1= 0.40 ; Qinf= 4200 kj/kg

a2=1.55 ; b2=1.55 ; c2=1 , fiind valori adoptate.

Spre exemplu putem calcula consumul specific la o turație de 600 RpM, cu o turație nominală a motorului de 2200 RpM , consumul specific este :

g/KWh

Consumul orar se calculează în funcție de consumul specific astfel:

Spre exemplu la 600 de RpM consumul specific este : [kg/h]

Caracteristicile externe ale motorului se vor calcula individual pentru fiecare gamă de turație , pornind de la turația de 600 RpM , apoi crescând din 100 in 100 de unități până la turația nominală a motorului de 2200 RpM . Aceste date vor fi sintetizate intr-un tabel .

Viteza maximă a autotransportului.

Viteza maximă reprezintă viteza reală in 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 sarcină maximă utilă.

Viteza teoretică de deplasare vt se exprimă astfel :

Vt= ω · rm [m/s] sau vt= 0.337 · [m/s]

În care : rm reprezintă raza de rulare a roții motoare [m] ; n reprezintă turația motorului (rot/min) ; i tr reprezintă raportul de transmitere ; ω reprezintă viteza unghiulară a motorului (rad/sec).

Vitez reală de deplasare se determină experimental ținând cont și de patinarea roților.

Determinarea vitezei maxime pentru transportul rutier, autocamion cu semiremorcă, studiat în cazul nostru se va face cu relația următoare :

ηtr · Pmax = f · G · Vmax + K · A ·

unde avem :

ηtr = randamentul transmisiei

ηtr= ηcd · ηcv· ηc·η0 = 0.98 · 0.99 · 0.995 · 0.92 · 0.92 = 0.775

Cu ηcd= radamentul cutiei de distribuție , ηcv= randamentul cutiei de viteze, ηc= randamentul transmisiei cardanice, η0= randamentul transmisiei principale.

P max= 205.88 kw = 205880 W

f= coeficientul de rezistență la rulare

f0= 1.611 x

f02= (/

K= coeficientul aerodinamic = 0.55 (pentru acest tip de autovehicul)

A= aria secțiunii maxime a autovehiculului (această arie reprezintă suprafața secțiunii autovehiculului vazută din față care opune rezistență aerodinamică la mersul înainte.)

A≈ Emed · H = 1.92 · 3.84 = 7.37

Emed (ecartamentul mediu) =

H= înălțimea autovehiculului de la punctul de aderență cu solul al roților până la cel mai înalt punct al acestuia.

Ținând cont e aceste valori , relația devine :

Dacă se notează cu :

B=

D=

Atunci viteza maximă devine :

Vmax=[m/s]

Vmax=

Vmax=

m/s ≈ 97.52 km/h

*Această ”viteză maximă” pe care o poate atinge autovehiculul studiat ne va ajuta la delimitarea numărului de trepte ale cutiei de viteze, și rapoartele convenționale de transmitere pentru fiecare treaptă, cât și viteza maximă posibilă atinsă în fiecare treaptă.

*În general viteza acestor tipuri de utilaje grele de transport marfă este limitată la 90 km/h din motive de siguranță rutieră.

Forțele care acționează asupra autovehiculelor de transport rutier

Deplasarea autovehiculului devine posibilă când la roțile motoare ale acestuia se transmite o forță motoare FR, activă , capabilă să învingă rezistențele la înaintare, care apar ca rezultat al acțiunii drumului, a aerului, remorcilor sau semiremorcilor. Aceste forțe în cazul cel mai general ,drum înclinat și viteză variabilă, sunt reprezentate în figura …. și au urmatoarea semnificație:

Rr1,Rr2= rezistențele la rulare raportată la puntea față , respectiv la puntea spate

RP= rezistența la pantă

Ra= rezistența aerului

Rd= rezistența la demarare

Ftc= forța de tracțune la cârlig

Z1-reacțiunea căii de rulare asupra punții față

Z2= reacțiunea căii de rulare asupra punții spate

G= greutatea tptală a autovehiculelor redusă în centrul de greutate

Fig…Forțele care acționează asupra autovehiculului de transport rutier

Deci rezistența totală la înaintarea utilajului R, în cazul cel mai general al mișcării, este echilibrată de forța totală FR obținută prin însumarea forțelor tangențiale de la toate roțile motoare și este dată de relația:

În relația anterioară , semnul + are semnificația unei forțe rezistente și semnul – are semnificația unei forțe active după cum urmează:

forța de rezistență la rulare Rr, și forța de rezistență a aerului Ra, sunt întotdeauna forțe care se opun mișcării automobilului;

forța de rezistență la pantă Rp, se opune mișcării numai în cazul urcării rampei , iar la coborârea pantei devine forță activă ;

Forța de rezistență la demarare Rd, acționează asupra autovehiculului numai în timpul mișcării cu regim variabil , și este întotdeauna de sens opus accelerației ; astfel , la accelerare , demararea, autovehiculului ea acționează ca forță de rezistență , iar la frânare ca forță activă;

forța de tracțiue la cârlig Ftc, se opune la urcarea automobilului pe un drum înclinat și la deplasarea pe drum orizontal , iar la coborârea pantei , devine forță activă.

În continuare, vor fi prezentate toate forțele care acționează asupra autovehiculelor de transport rutier în cazul cel mai general al mișcării.

Forța de rezistență la rulare

Forță permanent prezentă în deplasarea autotransportului rutier la nivelul solului este rezistența la rulare a pneurilor. Î timp ce alte forțe de rezistență cționează în anumite condiții de deplasare specifice , rezistența la rulare apare din momentul în care vehiculul s-a pus în mișcare și roțile încep să e deplaseze.

Considerând vehiculul ca un întreg , rezistența totală la rulare Rr este suma rezistențelor pentru fiecare roată .

Petru calculul forței de rezistență la rulare, a coeficientului de rezistență la rulare și estimarea factorilor de influență este necesară introducerea uor noțiuni legate de dinamica roților autotranspoartelor rutiere în varianta analizei roții ce aparține unei puți motoare , a viteză constantă sau variabilă su a roții ce echipează o punte nemotoare . Se consideră cazul rulării pe o suprafață asfaltată sau betonată . Dinamica roții în varianta regimului de frânare se va studia la subcapitolul aferent acestui regim de deplasare.

Tabel…Valori ale coeficientului de rezistență la rulare în funcție de tipul autovehicullui și a căii de rulare

Valoarea forței de rezistență la rulare pentru o singură rotă este determinată de sarcina verticală ce revine roții sau reacțiunea normală a căii de rulare asupra roții Zi și coeficientul de rezistență la rulare fi:

Pentru întregul utilaj această relație devine:

Unde: n reprezintă numărul roților, fi este coeficientul de rezistență la rulare pentru o roată, Zi este reacțiunea normală la roată.

În cazul utilajelor cu remorcă sau semiremorcă, forțele de rezistență la pantă Rpr, Rps se vor calcula cu relațiile:

Pentru pantele cu înclinări mai mici de 10 grade se poate considera:

Unde: p este înclinarea pantei, h este înălțimea pantei, l este distanța orizontală.

Pentru l=100 raportul h/l reprezintă numeric înclinarea pantei în procente:

Deci rezisten’a la urcare a rampei se mai poate exprima ;i sub forma :

Această relație se poate folosi și pentru unghiurile α cu o valoare mai mare de 10◦ , deoarece eraorea este mică, de exemplu : pentru α=16◦ vom avea o eroare de 4%.

Rezistența la pantă și rezistența la rulare amândouă dau rezistența la înaintare a căii de rulare , rezistență totală a drumului și depind de înclinarea și starea căii de rulare . Prin însumarea acestor forțe se obține coeficientul de rezistență la înaintare a căii de rulare sau rezistența specifică a căii de rulare notat cu ψ, astfel:

Unde ψ este rezistența căii de rulare specifică: ψ=

Și în acest caz pentru un unghi α cu o valoare mai mică de 10◦ vom avea:

Puterea consumată sau primită de utilaj la rularea pe pantă va fi:

Unde v este viteza de deplasare [m/s]; Rp [N]; Pp [W].

Forța de rezistență a aerului

Forțele de rezistență la înaintare datorate aerului constituie, ca importanță , a doua grupă de forțe ce par în timpul deplasării , care la o viteză de peste 80 km/h induc cele mai semnificative pierderi , mărind sarcina pe care trebuie să o învingă autotransportu. Aceste forțe numite ”forțe aerodinamice” ce acționează asupra vehiculului cauzând frecări,deviații laterale , apariția unor momente specifice în timpul rulării, zgomot , apar ca urmare a interacțiunii dinamice a aerului cu caroseria vehiculului determinată de forma și dimensiunile acesteia și de existența , tipologia și aderența stratului de fluid cu care se află în contact.

Studiul aerodinamic efectuat asupra unui transport rutier de marfă are și rolul de a evidenția căile de modificare a interacțiunii dintre aer și autovehicul , astfel încât să se obțină o îmbunătățire, încă din perioada de proiectare , a performanțelor acestuia.

Aerodinamica autovehiculelor studiază fenomenele care se produc la interacțiunea între autombile și aerul înconjurător. În cazul studiului aerodinamic al camionului în cauză se stabilesc forțele și momentele ce acționează din partea aerului aflat în repaus sau în mișcare asupra acestuia , în timpul rulării.. Totodată , se analizează căile de modificare a interacțiunii dintre aer și autovehicul astfel încât să se obțină o îmbunătățire a performanței acestuia.

Aerodinamica autovehiculelor studiază cu precădere următoarele aspecte:

rezistența la înaintare datorită aerului și căile pentru micșorarea acesteia

efectele interacțiunii dintre aer și caroserie asupra stabilității autovehiculului și metode pentru îmbunătățirea stabilității aerodinamice

efectele interacțiunii cu aerul asupra aderenței trenului de rulare a autovehiculelor cu calea și metode de creștere a acesteia

mișcarea aerului în interiorul autovehiculului și alegerea adecvată a diferitelor orificii de absorbție și evacuare a aerului în vederea ventilării caroseriei sau răcirii diferitelor subansamble (motor, echipamente de frânare,etc.)

Forța de rezistență a aerului este deci paralelă cu calea de rulare , de sens opus vitezei relative a utilajului față de aer ș iare un punct de aplicație numit centru de presiune frontal , sau metacentrul frontal.

Din mecanica fluidelor se cunoaște că rezistența exercitată de aer asupra unui corp în mișcare cu viteze cuprinse între 1 m/s și 330m/s se poate calcula cu relația :

Unde: Cx este coeficientul de rezistență al aerului (adimensional) ; ρ este ensitatea aerului [kg/m3]; A este secțiunea transversală de arie maximă a utilajului [m2] < Vx este viteza relativă față de aerul înconjurător proiectată pe direcția de deplasare

Deoarece autovehiculul în deplasarea sa parcurge rute cu o diferență de altitudine mică se poate considera densitatea aerului constantă și se definește coeficientul aerodinamic:

Astfel ecuația rezistenței aerului devine:

În cazul în care utilajul se deplasează cu viteza v în timpul unui vânt care bate cu viteza vv care face un unghi αv cu direcția de mișcare vx se calculează cu relația:

Puterea în acest caz pentru învingerea rezistenței aerului va fi:

În cazul autotranspoartelor rutiere , care lucreză î agregat cu remorcă sau semiremorcă, relația de calcul pentru forța de rezistență a aerului este:

Unde este un coeficient care ține seama de influența remorcii sau semiremorcii asupra rezistenței aerului =1.2 …. 1.4 .

Aria transversală maximă A se poate determina după desenul de ansamblu în vedere frontală , sau pe cale experimentală prin proiectarea umbrei autovehiculului pe un ecran vertical.

Rezistența aerului , considerat ca mediu fix în raport cu autotransportul, constă dintr-o rezistență de frecare determinată de dimensiunile și de calitatea suprafeței utilajului această observație se deduce din faptul că orice componentă a forței aerodinamice totale poate fi considerată ca fiind alcătuit dintr-o forță determinată de presiunea p0 și dintr-o altă forță determinată de τ0 (de tip forță de frecare). Prin urmare:

Unde Rap este rezistența datorită presiunii , iar reprezintă rezistența datorată frecării din stratul limită.

La deplasarea prin aer, datorită interacțiunii are loc o creștere a presiunii în partea din față a autovehiculului și o scădere a acesteia din partea din spate . Această depresiune se produce prin desprinderea stratului limită , cu formrea de vârtejuri , situație determinată de existența vâscozității. O explicație mai intuitivă a acestui fenomen este că, datorită inerției și vâscozității , aerul dislocuit , aerul dislocuit de corpul în mișcare nu poate fi înlocuit rapid de cel din spațiul înconjurător și astfel ia naștere această depresiune. În partea frontală are loc o lovire directă a masei aerului de cabină , creîndu-se astfel o presiune dinamică, ceea ce se reflectă de altfel și în formulele prezentate .

Influența diferiților factori asupa rezistenței aerodinamice

În general , pentru autovehicule , forța totală aerodinamică și cuplul total aerodinamic au următoarele componente:

componenta datorată presiunii sau componenta de formă

componenta suplimentară datorită diferitelor părți proeminente ale autovehiculului, cum sunt: farurile, lanternele de poziție , oglinda, mânerele ușilor, etc

Componenta interioară, datorită circulației aerului în interiorul vehiculului

Componenta datorată frecării

Componenta indusă provocată prin acțiunea forței portante.

O localizare spre față a CP duce la un răspuns de accelerare laterală mai pregnant vehiculului fiind întors mai puternic din calea vântului . La o poziție posterioară a Cp, vehiculul se răsucește mai puțin și rezistă la tendința de a se deplasa în lateral.

Și alte caracteristici dinamice ale vehiculului pot determina modul în care vehiculul răspunde la o anumită forță datorată vânturilor încrucișate. De exemplu , distribuția greutății pe axele față și spate condiționează localizarea centrului de greutate și localizarea PMN.

Carcteristicile anvelopelor, cum ar fi rigiditatea în curbe, influențează de asemenea localizarea NSP și pot determina , pentru o rigiditate sporită, creșterea stabilității la curenți aleatori.

Câteva valori ale coeficientului aerodinamic pentru diferite tipuri și forme geometrice aproximative ale caroseriei unor diferite autotransporturi rutiere sunt prezentate în tabelul următor:

Fig….Valori ale coeficienților de rezistență la rulare pentru diferite tipuri de autovehicule

Rezistența la demarare

Forța de rezistență la demarare Rd este o forță care acționează asupra utilajului de transport atunci când el se deplasează în regim tranzitoriu (cu viteză variabilă).

Forța de rezistență la demaraj constă din rezistența datorită inerției masei totale a utilajului în mișcare de translație (a ) și de rezistență datorită inerției organelor în mișcare de rotație (b).

În care δ se numește coeficient al maselor de rotație și ia în considerare influența acestor mase asupra mișcării autovehiculului:

Forța de rezistență la demarare a remorcilor , semiremorcilor, Rdr,s se datorează masei totale a remorcilor , semiremorcilor, în mișcarea de translație și a roților semiremorcilor în mișcarea de rotație:

Forța de aderență longitudinală

Valoarea maximă a forței de tracțiune Ftmax sau a reacțiunii tangențiale la roată Xmax pe care o pote dezvolta utilajul de transport fără ca patinarea sau alunecarea roții să apară pe suprafața drumului , se numește forță de aderență longitudinală:

Unde: φ reprezintă coeficientul de derență și Z reprezintă reacțiunea normală a căii de rulare asupra roții.

Definirea coeficientului de aderență necesită o discuție suplimentară . Coeficientul de aderență este dat de raportul dintre reacțiunea tangențială maximă Xmax sau de forța de tracțiune maximă Fmax și reacțiunea normală Z:

Coeficientul de aderență φ caracterizează intensitatea contactului dintre roată și drum . Astfel aderența depinde de frecarea dintre pneu și suprafața drumului, rezistența la rupere a materialului drumului și adâncimea de pătrundere a roții pe drumurile deformate.

Analizând relația de aderență anterioară putem sesiza că noțiunea de coeficient de aderență este similară noțiunii de coeficient de frecare din mecanică.

1.6 Raportul de transmitere

Raportul total al transmisiei Itr se poate determina, dacă se cunoaște turația n, respectiv viteza unghiulară ω a motorului și turația nm , respectiv viteza unghiulară ωm a roților motoare, dacă ambreiajl transmisiei nu patinează, astfel :

Itr=

Dacă se cunoaște schema cinematică a transmisiei și rapoartele de transmitere pentru fiecare subansamblu în parte (cutie de viteze, transmisie centrală, transmisie finală) raportul total de transmitere Itr se determină cu relația următoare. Se observă că pentru o construcție dată , valoarea raportului total de transmitere are mai multe valori în funcție de treapta cuplată în cutia de viteze.

Itr= Icv · I0 · If

Unde icv este raportul de transmitere în cutia de viteze la o treaptă oarecare, i0 este raportul de transmitere al transmisiei centrale , If este raportul de transmitere al transmisiei finale. În cazul formulei 4×4 cu o cutie de distribuție (reductor-distribuitor) cu raportul de transmitere Icd relația este :

Itr= icv · icd· i0· if

Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Determinare rapoartelor de transmitere din cutia de viteze presupune parcurgerea următoarelor etape:

Determinarea raportului de transmitere principal (al transmisiei principale)

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze Icv1.

Stabilirea relației după care se va face împărțirea în trepte q.

Stabilirea numarului de trepte i și aflarea rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze Icvi.

Stabilirea raportului de transmitere al transmisiei principale I0 (raport de multiplicare obținut în afara cutiei de viteze CV și al cutiei de distribuție CD) se va face în condiția obținerii vitezei maxime, plecând de la relația :

I0=

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a autovehiculului icv1 , se calculează în funcție de panta maximă (αmax) impusă în tema de proiectare , neglijându-se rezistența aerului.

Acest raport de transmitere trebuie să îndeplinească condiția ca forța maximă la roată să fie mai mare decât rezistența la înaintare pe panta maximă caracterizată de coeficientul rezistenței total a drumului ψ și forța la roată să nu depășească valoarea aderenței roților motoare pe panta maximă.

Deci:

În care : G este greutatea totală a autovehiculului [N]; rr este raza de rulare a roții motore (m) , icd este raportul de transmitere în cutia de distribuție , Mmax este momentul maxim al motorului (Nm), ηtr este randamentul transmisiei, mm este coeficientul de încărcare dinamică , Gm este greutate ce revine punții (punților) motoare (N), este coeficientul de aderență.

Inecuația de mai sus se va calcula pe 2 membre diferite pentru simplificarea acesteia.

Membrul stâng al ecuației este :

Unde:

G = Ga+Gp+Rinc= 16563.07 daN

rr= 0.498 m

α=

f= 0.015

icd= 1

= 0.77

Astfel: 8.07 ≤ icv1

Pentru membrul drept al inecuației avem :

Unde:

mm·Gm=Gad = = 15088.17 daN

Ftc= Gs( sinαmax + fcosαma)= 1445.62

Din acestea ne rezultă că membrul drept devine:

Astfel avem : 8.07 ≤ icv1 ≤11.85 raportul rezultat de transmitere în treapta 1 a cutiei de viteze.

Pentru a determina numărul de trepte de viteză minim se adoptă relația :

Se adoptă astfel n= 8 trepte de viteză.

Rația geometrică a rapoartelor se calculează astfel:

Rapoartele de transmitere se calculează:

icv2=

*În ultima treaptă , raportul de transmitere bine înțeles fiind 1:1.

Vitezele maxime pentru fiecare treaptă din cutia de viteze se calculează astfel:

[m/s]

V1max=3.35 m/s; V2max= 4.4m/s ; V3max= 6.02m/s; V4max=8.01 m/s; V5max= 10.66 m/s; V6max= 14.18 m/s ; V7max = 18.95 m/s ; V8max= 27.09 m/s

Bilanțul de tracțiune și bilanțul de putere

Bilanțul de tracțiune.

Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra unui transport rutier la mișcarea rectilinie, uniformă, pe un drum oarecare, la sarcină maximă a mtorului, într-o treaptă a cutiei de viteze. Deci forța totală la roată Fr obținută prin însumarea forțelor tangențiale de la toate roțile motoare echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare : rezistența la rulare Rr, rezistența la urcarea pantei Rp, rezistența aerului Ra, rezistența la demarare Rd și Ftc forța de tracțiune la cârlig :

Fr=Rr+Rp+Ra+Rd+Ftc

Forța tangențială de tracțiune la o roată motoare conform relației:

Fmi=Fri=

In care: rmdi reprezintă raza dinamică a unei roți; MR reprezintă momentul la roată , Me reprezintă momentul efectiv al motorului, i0 reprezintă raportul de transmitere în transmisia centrală ; icv reprezintă raportul de transmitere într-o treaptă a cutiei de viteze; ηtr este randamentul transmisiei.

Înlocuid în relația de mai sus valorile corespunzătoare tuturor forțelor explicate anterior se obține :

În care n reprezintă numărul de roți motoare și Ftc se înlocuiește în funcție de cazurile concrete (autovehicul cu remorcă sau semiremorcă)

Reprezentând grafic relația de mai sus se obține diagrama bilanțului de tracțiune pentru o treaptă din cutia de viteze în funcție de viteza de deplasare v. Se observă că la un regim la care autoehiculul se deplasează cu viteza v1 segmentul a-b reprezintă forța disponibilă pentru accelerarea capabilă să învingă rezistența la demarare pentru regimul considerat. În punctul c vom avea :

Dacă suma rezistențelor la rulare și la pantă cresc, punctul c trece în și deci viteza maximă de deplasare în condițiile date se micșorează (.

La sarcină parțială a motorului forța la roată scade , punctul c de trecere în , determinând de asemenea o scădere a vitezei de deplasare (.

Fig…Bilanțul de tracțiune

În reprezentarea din figură, sa ținut seama de următoarele observații:

Variația parabolică a forței la roată Fr este determinată de caracterul variației momentului motor Mr în funcție de turație (viteză);

Rr este aproximativ constantă în funcție de v, deoarece s-a considerat că f este aproximativ constant în domeniul vitezelor obișnuite;

Ra este reprezentată ca o curbă de gradul 2 în fucție de v.

Caracteristica de tracțiune (sau caracteristica forței la roată)

Curba de variație a forței motoare la roată Fr pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze în funcție de viteza v de deplasare a autovehiculului Fr=f(v), se numește caracteristică de tracțiune sau caracteristica forței la roată.

Caracteristica de tracțiune se utilizează la studiul posibilităților de trecere de la o treaptă la alta a cutiei de viteze în timpul deplasării. Astfel dacă suma rezistențelor la rulare și pantă este mare, atunci viteza maximă se va obține numai într-una din treptele inferioare ale cutiei de viteze, deoarece punctul c se va deplasa spre stânga odată cu mărirea rezistenței drumului.

Într-o treaptă dată a cutiei de viteze, de exemplu treapta a V-a, autovehiculul se deplasează (cu motorul funcționând pe caracteristica externă în domeniul de stabilitate) în intervalul de viteze V5min (corespunde accelerației unghiulare ωM a momentului maxim al motorului) și V5max (corespunde turației maxime a motorului nmax).

Deplasarea cu o viteză v<v5min și motorul funcționând pe caracteristica externă nu este posibilă deoarece motorul intră în zona de funcținare nestabilă și se oprește. Pentru a face posibilă deplasarea autovehiculului cu o viteză v<V5min este necesară trecerea într-o treaptă inferioară a cutiei de viteze (treapta a IV-a).

Deplasarea în treapta a V-a de viteză cu v>v5max deasemenea nu este posibilă deoarece motorul a atins turația maximă de funcționare . Pentru a face posibilă deplasarea cu o viteză v>v5max ete necesară trecerea la o treaptă imediat superioară a cutiei de viteze (treapta aVI-a).

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 :

Unde: Mek este momentul efectiv al motorului la turația k ; i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale; ik este raportul de transmitere în treapta i (i=1….n); ηtr este randamentul 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.

*Se observă că valoarea forței la roată depinde de turația motorului (nk) și de raportul de transmitere în treapta cuplată de viteze (icvi).

Spre exemplificare , pentru o turație ni cuprinsă în intervalul de calcul [nmin………nmax] se poate scrie :

Fri = Rri+Rp+Rai+Rdi

Unde avem :

Fri=Mei · i0· icvn· ηtr , cu Mei= f(ni) [N]

Rri= G·fi

fi= f0+f02 ·

Rai=K·S·[N]

Rdi=Fr- (Rr+Rp+Ra)[N]

Spre exemplu: pentru turația n=800 , în treapta I de viteză , aceste valori sunt :

Fr800= 45572 N

Rr800= 2600.8 N

f800= 0.016

Ra800= 6N

Rd800= 6252N

*Aceste valori se vor calcula pentru mai multe regimuri de turații cuprinse între 600RpM și 2200RpM (turația nominală stabilită anterior pentru autoveiculul studiat), rezultatele vor fi sintetizate în câte un tabel pentru fiecare treaptă de viteze în parte , cu ajutorul acestor tabele se vor drasa curbele , reprezentând grafic caracteristica de tracțiune a autovehiculului.

Fig….Caracteristica de tracțiune

Bilanțul de putere

Bilanțul de putere reprezintă echilibrul dintre puterea la roată Pr și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la rulare Pr, la pantă Pp, la înaintare Pa, la demarare Pd și la tracțiune la cârlig Ptc într-o treaptă a cutiei de viteze:

Pr=Pe ·ηtr=Pr+Pp+Pa+Pd+Ptc

Fr·v = Rr· v + Rp·v+ Ra·v+ Rd·v + Ftc·v

Prin analogie cu bilanțul de tracțiune , bilanțul de putere este dat de relația:

Reprezentând grafic această relație se obține diagrama bilanțului de putere care reprezintă curbele de variație a puterii efective a motorului , puterii la roată și a celorlalte puteri necesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcție de vitezele de deplasare sau de turația motorului, într-o treaptă a cutiei de viteze.

Fig….Diagrama bilanțului de putere

În figura diagramei bilanțului de putere se poate observa că la o viteză v1, respectiv la o turație n1, diferența dintre curba puterii la roată Pr și curba sumei puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare (segmentul a-b) reprezintă puterea disponibilă pentru accelerarea Pd. În punctul c Pd= 0 și determină viteza maximă vmax a utilajului respectiv turația maximă nmax în condițiile date de deplasare.

Diferența dintre curbele puterii efective ale motorului Pe și Pr reprezintă puterea pierdută la învigerea rezistenței de frecare din transmisia autovehiculului de transport Ptr :

Ptr= Pe-Pr=Pe-ηtr·Pe= Pe·(1-ηtr)

Unde : Ptr este puterea pierdută la învingerea rezistențelor de frecare din transmisia autovehiculului; Pr este puterea la roată și ηtr este randamentul total al transmisiei.

Fig…Bilanțul de putere

Caracteristica de putere

Curba de variație a outerii la roată Pr pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze în funcție de viteza v de deplasare a autovehicululi Pr = f(v), se numește caracteristică de putere .

Caracteristica de putere se construiește pornind de la caracteristica externă a motorului prin schimbarea turației n din abscisă , cu viteza v de deplasare a autovehiculului.

Legătura dintre aceste mărimi este dată de relația :

În care : rr reprezintă raza de rulare [m]; nk reprezintă o turație din intervalul de turații [nmin….nmax] a motorului [RpM] ; i0 reprezintă raportul de transmitere din transmisia centrală ; icvi raportul de transmitere din treapta i a cutiei de viteze; vk reprezintă viteza de deplasare corespunzătoare turației nk în treapta i a cutiei de viteze [m/s].

Spre exemplificare pentru turația ni din intervalul [nmin…nmax] putem afla :

PRi=pri+Ppi+Pai+Pdi [W]

PRi=Fr·vi [W]

Pri=G·fvi [W]

Pai=K·A· [W]

Pdi=PRi-(Pri+Ppi+Pai) [W]

Spre exemplu, pentru turația n=1700 (v=2.55 m/s ) din treapta I a cutiei de viteză , aceste mărimi au următoarele valori calculate :

PR1700= 131433 W

Pr1700=6639 W

Pa1700= 74 W

Pd1700= 31796 W

Fig….Caracteristica de putere

Caracteristica dinamică

Forța de tracțiune disponibilă excedentară , Fe= FR- Ra, care e utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței de demarare caracterizează dinamicitatea autovehiculelor , dar nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehiculele de greutăți diferite , deoarece la valori egale ale forței excedentare , calitățile dinamice ale unui autovehicul cu greutatea totală mai mică sunt superioare celor unui autovehicul cu greutate totală mai mare.

De aceea pentru aprecierea comparativă a performanțelor automobilului la sarcini diferite se folosește un parametru adimensional, numit factor dinamic D, care reprezintă raportul dintre forța de tracțiune disponibilă și greutatea automobilului G definit prin următoarea relație :

Di=

În care FR reprezintă forța la roată , Ra reprezintă forța de rezistență a aerului iar G este greutatea ansamblului autocamion cu semiremorcă.

Autovehiculele cu capacitate mare de trecere au factorul dinamic mai mare decît celelalte tipuri, respectiv 0.7….0.9 în treapta I de viteză și 0.06…0.15 în priză directă, ceea ce le permite deplasarea pe drumuri foarte grele, dacă este asigurată aderența roților.

Pentru exemplificare, vom calcula factorul dinamic D, al autovehiculului nostru experimental , aflat în treapta a Vi-a de viteză, pentru o turație nominală de n=2200 RpM:

Îmbunătățirea performanței autovehiculelor se obține prin creșterea factorului dinamic, care se realizează prin mărirea cuplului motor, prin mărirea raportului de transmitere din transmisia principală, prin redurecerea greutății proprii și prin construirea unor caroserii mai aerodinamice, astfel micșorând rezistența aerodinamică.

Fig…Caracteristica Dinamică

Accelerația

Una din metodele de determinare a accelerației autovehiculelor, la o anumită viteză v, pe un drum caracterizat de o anumită rezistență totală ψ este cea care utilizează caracteristiCUrbeleca dinamică.

Luând ca punct de plecare relația :

Se deduce :

a=

Din această relație se observă că accelerația autovehiculului a este direct proporțională cu diferența (D-ψ) și invers proporțională cu coeficientul maselor de rotație δPrin urmare cunoscând caracteristica dinamică D a unui automobil și rezistența totală a drumului ψ , se poate determina accelerația acestuia a pentru orice viteză .

Curbele accelerației în funcție de viteză (a=f(v)) sunt asemănătoare cu cele ale caracteristicii dinamice și numărul lor corespunde numărului de trepte din cutia de viteze, dar pentru autovehiculele grele de multe ori în diagrama accelerației curba accelerației din prima treaptă de viteză este situată mai jos decât cea a acelerației din treapta a doua. Aceste fenomen se aexplică prin influența inerției volantului asupra motorului care se face puternic simțită asupra demarajului datorită raportului mare de transmitere al treptei întâi din cutia de viteze.

Accelerația unui autovehicul caracterizează în general calitățile lui dinamice; în condiții egale , cu cât crește accelerația , cu atât viteza de exploatare va fi mai mare.

În ipoteza că un autovehicul se deplasează pe un drum orizontal, la turația ni, relația dintre accelerația a și factorul dinamic D al acestuia este:

În care δk este coeficientul maselor de mișcare de rotație in treapta ”k” a cutiei de viteze și g este accelerația gravitațională.

δk = 1+0.05

Spre exemplificare, În treapta a VI-a de viteză pentru ni=2200 (v=14.18 m/s )

m/

Fig…Diagrama Accelerației

Demarajul autovehiculelor de transport rutier

Studiul demarajului presupune determinarea accelerației , a timpului și spațiului de demarare , indici cu ajutorul cărora se pot aprecia și compara diferite autovehicule din punct de vedere al capacității de demarare, element preponderent în determinarea vitezei medii de exploatare.

Timpul și spațiul de demarare

Capacitatea de demarare a autovehiculelor este caracterizată de accelerație, însă pentru a avea indici de apreciere mai ușor de utilizat, în comparație cu diferite tipuri de automobile este necesară determinarea spațiului cât și timpului de demarare .

Prin timpul de demarare td înțelegem timpul în care autovehiculul , plecând de pe loc, atinge 0.9 din viteza sa maximă.

Spațiul parcurs pentru atingerea acestei viteze se numește spațiu de demarare Sd.

Există 2 ipoteze simplificatoare pentru calculul spațiului și timpului aferent :

Motorul funcționează pe caracteristica externă

Schimbarea treptelor de viteză se face instantaneu

Pe intervalele de turație vom avea conform relației :

[s]

În care se numește interval de demarare :

Pentru calculul spațiului de demarare se utilizează relațiile :

Spre exemplu, pentru turația de 1600 RpM în treapta a VIII-a avem :

Pentru timpul de demarare :

Pentru spațiul de demarare :

*Pentru trasarea diagramelor corespunzătoare parametrilor caracteristici calculului de tracțiune și autovehiculului de transport rutier se construiește câte un tabel pentru fiecare treaptă din cutia de viteze , în funcție de turația motorului;

Fig…Timpul și spațiul de demarare

Frânarea autovehiculelor de transport rutier

In procesul de frânare mișcarea autotransportului este decelerată ( la coborârea unei pante se poate considera uneori că viteza este constantă ) 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 automobilului. 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.

Repartiția forței de frânare pe punți

Efortul de frânare se realizează la roata automobilului ca rezultat al acțiunii momentului de frânare Mf, care se opune rotirii acesteia . Viteza în cazul general al frânării este variabilă.

Când frânarea este însoțită de blocarea roții, rezistența la rulare Rr, și momentul forței de inerție al roții ( se anulează, iar forța de frânare devine :

Valoare maximă a acestei forțe este limitată de condițiile de aderență dintre roțile frânatecși suprafața de rulare. Astfel se poate scrie relația:

Unde : ZR este suma reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților frânate iar φ reprezintă coeficientul de aderență, coeficient ce variază în funcție de tipul căii de rulare, sau a stării aferente a acesteia.

Pentru auomobil forța de frânare maximă totală este suma dintre forța de frânare maximă la puntea din față Xf1 max și forța de frânare maximă la puntea din spate Xf2max:

Având în vedere relațiile de mai sus se poate scrie că:

Unde : Zf1 și Zf2 reprezintă suma reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților frânate de pe puntea față , respectiv de pe puntea spate.

Raportul dintre forțele de frânare maximă la cele două punți va fi:

Și ținând cont de faptul că forțele maxime de frânare trebuie determinate nu după repartizarea statică a greutății pe punți, ci prin luarea în considerare a schimbării dinamice a reacțiunilor normale în timpul frânării , relația devine:

În care : mf1 și mf2 sunt coeficienți dinamici de repartizare a greutății pe punțile față și spate în timpul frânării; Gad1 Gad2 reprezentând greutatea aderentă ,aferentă punții față respectiv spate.

Creșterea momentului de frânare Mf determină o creștere a patinării roții pe suprafața drumului. Aderența are valoarea maximă la o patinare în jur de 20-30% . Peste această valoare aderența se micșorează mai ales pe drumurile cu suprafețe umede și murdare, unde coeficientul de aderență este mai redus. La creșterea exagerată a momentului de frânare se produce blocarea roții , roata alunecă fără rulare. Dacă frânarea are loc pe o suprafață uscată temperatura pneului în zona de contact crește brusc, particulele de cauciuc din pneu se rup și rămân pe suprafața drumului sub formă de urme negre (fapt ce reduce eficiența frânării , determinând deraparea roților și accentuând uzura pneurilor).

Parametrii capacității de frânare

Aprecierea și compararea capacității de frânare a automobilelor se fce cu ajutorul decelerației maxime absolute af sau relative af rel, a timpului de frânare tf și spațiului minim de frânare Sfmin, în funcție de viteză. Acești parametri pot fi determinați în intervalul a două viteze din care una poate fi zero (în cazul frânării totale). De capacitatea de frânare din punct de vedere al siguranței circulației depinde în mare măsură posibilitatea utilizării integrale a vitezei și accelerației autoșasiului.

Dacă frânarea se face cu ambreiajul decuplat, ecuația generală de mișcare a automobilului se scrie sub forma:

În care: -Ff reprezintă forța de frânare ; Ra reprezintă forța de rezistență la demarare; înlocuind în relția de mai sus , forma explicită a fiecărei forțe și considerând că frânarea are loc pe toate roțile (Zf=Ga) rezultă:

În care: G reprezintă greutatea totală a autovehiculului ; α reprezintă unghiul de înclinare al pantei ; φ reprezintă coeficientul de aderență ; k reprezintă coeficientul aerodinamic; A reprezintă aria secțiunii transversale maxime a automobilului , v reprezintă viteza de deplasare; f reprezintă coeficientul de rezistență la rulare ; m reprezintă masa autovehiculului ; δ reprezintă coeficientul maselor de rotație în cazul automobilului frânat cu ambreiajul decuplat ; af reprezintă decelerația de frânare.

Unde : af este decelerația absolută a automobilului și g reprezintă accelerația gravitaională.

Decelerația maximă (accelerația de frânare)

Pentru calculul decelerației maxime se va considera δ=1, frânarea începe de la o viteză v1 și se încheie la viteza v2 și drumul pe care se realizează frânarea este orizontal (α=0).

Decelerația maximă în cazul nostru o vom calcula pentru cazul în care autovehiculul se oprește v2=0 și roțile nu se blochează :

Frânarea are loc pe toate roțile:

[m/

Spre exemplu ,pentru v=3m/s , rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este:

m/

Frânarea are loc pe roțile punții față:

m/

Pentru v=15 m/s , rulare pe asfalt uscat , accelerația de frânare este:

m/

Frânarea se face numai pe roțile punții din spate:

Af(S)= m/

Pentru v=20 m/s și rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este:

m/

*valorile coeficienților de aderență φ și coeficientului de rezistență la rulare f sunt adoptați din următorul tabel:

*Pentru pneuri de joasă presiune!

Relațiile de calcul ale decelerației maxime au fost obținute în ipoteza ca la toate roțile forța de frânare dezvoltată este egală cu valoarea permisă de aderența dintre fiecare roată și calea de rulare.

În cazul frânării numai cu roțile din spate sau față se impune ca repartiția forțelor de frânare să se facă în mod egal între roțile aceleiași punți .

Timpul minim de frânare

Se calculează astfel :

Pentru o viteză de rulare v=20 m/s pe zăpadă bătătorită , timpul minim de frânare este:

Determinarea spațiului minim de frânare

Trebuie precizat că pentru caracterizarea capacității de frânare a unui automobil se utilizează mai des spațiul minim de frânare ,după relația următoare:

Spre exemplu pentru o rulare pe un drum cu asfalt uscat , la o viteză de v=26m/s al autocamionului studiat , spațiul minim de frânare va fi :

Fig….Spațiul minim de frânare

Spațiul de oprire total

În diagrama frânării autovehiculului de transport rutier din figura de mai jos, sunt reprezentaye variațiile : vitezei de deplasare v, a forței de frânare Ff, a forței pe pedala de frână Qp și a decelerației absolute afs în funcție de timp.

Din această diagramă se observă ca procesul de frânare poate fi împărțit în patru etape ce se desfășoară t0, t1, t2 și t3.

Intervalul t0 este timpul de reacție al conducătorului măsurat din momentul recunoșterii situației ce implică frânarea și luăriideciziei de frânare până în momentul în care piciorul conducătorului acționează frâna.

*Timpul de reacție nu are o valoare fixă ; este cuprins între 0.3 și 1.7 s , depinzând de șofer și de factorii externi.

Timpul t1 reprezintă timpul total de intrare în acțiune a sistemului de frânare și se compune din :

Timpul t`1 , care reprezintă timpul din momentul începerii cursei active a pedalei de frână până la atingerea valorii nominale a forței pe pedala de frână ; pentru timpul t`1limita inferioară se alege pentru cazul frânelor bine reglate, la care cursa liberă a pedalei nu depășește 20% din cursa totală, iar limita superioară se adoptă la frânele cu reglaje aceptabile .

Timpul t1”, care reprezintă timpul în care are loc creșterea forței de frânare de la 0 la valoarea maximă; limita inferioară a timpului t1” se referră la sistemele cu acționare , iar cea superioară la sistemele cu acționare pneumatică.

În timpul t2 are loc frânarea propriu-zisă cînd forța de frânare se menține la o valoare constantă corespunzătoare forței de frânare.

Intervalul t3 reprezintă timpul de la slăbirea pedalei de frână până la anularea forței de frânare , care nu influențează mărimea spațiului de frânare.

Spațiul minim de frânare determinat cu una din relațiile anterioare reprezintă spațiul parcurs de automobil în timpul t2. Rezultă că pe lângă spațiul minim de frânare apare și un spațiu suplimentar de frânare Ss, parcurs de automobil în timpul întârzierilor t0 și t1, respectiv:

Răspunsul la frânare și perioada de acțiune sunt determinate deci atât de modul de acționare( dependent de conducător) cât și de tipul și performanța mecanismului de transmisie a forței , și de starea frânelor în momentul acționării . Răspunsul și timpul de acționare sunt cu atât mai mari cu cât șoferul este mai neadaptat conducerii sau sistemului de frânare este mai puțin performant.

Suma acestor spații (Sfmin+Ss) formeză spațiul de oprire al automobilului:

Având în vedere cele manționate anterior, putem sa calculăm spațiul de oprire total al autovehiculului în cauză.

*Însă în condiții de drum reale , în procesul de frânare, cum am menționat vor aparea o serie de timpi suplimentari

În urma încercărilor efectuate pentru stabilirea mărimilor timpilor de reacție și de întârziere a acționării frânelor s-au obținut rezultatele centralizate în tabelul următor.

Valorile acestor timpi se adoptă:

Timpul suplimentar introduce spațiul suplimentar Ss:

Spre exemplificare, pentru o viteză de rulare v=3m/s pe asfalt asfalt , spațiul suplimentar este:

Spațiul de oprire va fi:

După ce se va face calculul de fânare a autotransportului rutier studiat , toate rezultatele obținute se vor centraliza în următorul tabel:

Fig….Spațiul de oprire

Maneabilitatea și stabilitatea autovehiculului de transport rutier

În timpul deplasării , autotransportul rutier trebuie să urmărească strict traiectoria impusă de conducător , conservându-și stabilitatea în limita permisă de aderența roților la cale și funcție de unghiurile făcute de planul drumului cu planul orizontal.

Operația de orientare a autoșasiului pe o traiectorie curbilinie se numește virare. Capacitatea autovehiculului de a urma exact traiectoria care i se impune și de a conserva mersul rectiliniu se numește maniabilitate.

Proprietatea autoșasiului de a rămâne permanent sprijinit pe toate roțile fără alunecări se numește stabilitate . La limită , virarea cu rază infinită caracterizează deplasarea rectilinie a autotransportului.

Maniabilitatea și stabilitatea sunt calități independente de o mare importanță pentru siguranța și deplasarea autoșasiului și sunt influențate de următorii factori:

Sarcina statică și dinamică

Caracteristicile constructive

Aderență

Unghiurile făcute de planul drumului cu planul orizontal

Viteza de deplasare

Studiul unui autocamion cu semiremorcă pleacă de la analiza mișcării rectilinii a autotractorului cu șa și semiremorcă (articulată în punctul P de pivotare, figura… ) și ne arată că în exploatare există cazuri în care ansamblul poate părăsi traiectoria normală (datorită apariției unor mișcări laterale), în următoarele situații:

Când numai roțile din spate ale autotractorului sunt frânate până l blocare , moment în care se va produce o frângere a autotrenului în jurul punctului de pivotare (fig…a);

Când numai roțile semiremorcii sunt frânate până la blocare , când se va produce o pendulare a semiremorcii (fig…b);

Deoarece aceste două situații sunt deosebit de periculoase pentru circulația rutieră , proiectanții caută metode constructive prin care să se modifice raportul forțelor de frânare dintre punți (prima dată să se blocheze prin frânare puntea față a autotractorului ,ceea ce produce un efect de stabilizare a mișcării autotrenului). O altă variantă ar fi ,deoarece frecările în pivot atenuează instabilitatea autotrenului, realizarea unor construcții speciale pentru micșorarea mișcărilor laterale, prin utilizarea dispozitivelor de autoblocare pe autotractor și semiremorcă sau prin folosirea unor pivoți cu amortizare vâscoasă spre exemplu.

Aceste efecte se intensifică atunci când autotrenul parcurge un viraj și de aceea se impune un studiu care să particularizeze modul în care se influențeaza maniabilitatea și stabilitatea ansamblului rutier.

Studiul maniabilității autotransportului rutier

Razele de viraj ale utoșasiului caracterizează posibilitatea acestuia de a vira pe o suprafață cât mai redusă la mersul cu viteză mică și cu volanul acționat la limita maximă a unghiului de bracare a roților de direcție.

Autoșasiurile se pot găsi în aceasta situație când se deplasează pe drumuri de lățimi reduse sau pe căi înguste mărginite de obstacole verticale . Pentru a vira corect , roțile trebuie să ruleze fără alunecări laterale. Condiția de virare fără derapare laterală (valabilă în cazul roților rigide) este:

Momenutl în centrul roții la planele mediane ale acestora sunt concurente într-un punct numit centru de virare , adică toate roțile descriu cercuri concentrice în jurul unui singur centru instantaneu de virare O (fig…).

Respectând această condiție se obervă că unghiurile de bracare ale roților sunt diferite de puntea directoare; astfel pentru roata din exteriorul virajului valoarea este:

Respectiv pentru roata din interiorul virajului :

Notațiile din relațiile si figura anterioară reprezintă: Rv-raza de virare, Ep- ecartamentul corespunzător celor doi pivoți; E1- ecartamentul punții față; E2- ecartamentul punții spate; Bg- lățimea fâșiei de gabarit.

Din relațiile anterior prezentare rezultă o relație numită condiția Ackermann.

Cu urmatoarele caracteristici adoptate:

L- ampatamentul autotractorului

Ep= (0.7….0.95) ·E1

E1-ecartamentul punții față

Θi max= 35◦ …..60◦

Raza de virare va fi determinată de poziția succesiva a punctului O2 din centrul punții spate:

Unde θ reprezintă unghiul de bracare mediu al roților :

În relațiile de mai sus s-a neglijat elasticitatea transversală a pneurilor care în realitate există și influențează asupra traiectoriei roșilor în viraj sau la mersul rectiliniu . Astfel dacă asupra roții autovehiculului acționează o forță transversală Fiy determinată de forța centrifugă, de vântul lateral sau de înclinarea transversală a căii de rulare , roata își va modifica traiectoria inițială . Față de roata rigidă (nedeformabilă ) la care traiectoria centrului este permanent conținută în planul median, roțile prevăzute cu pneuri elastice , sub acțiunea forței transversale vor rula conform schemei prezentate în figura anterioară.

Dacă forța transversală Fy este mai mică decât forța de aderență a roții φZ pneul nu poate derapa ci va fi deformată puternic în zona de contact cu calea de rulare . Ca rezultat pneul intră în contact cu drumul cu o înclinare oarecare față de planul median al roții, iar rularea este caracterizată de unghiul δp numit unghi de deviere laterală al pneului. Acesta depinde de mărimea forțelor transversal, normale, tangențiale și de elasticitatea transversală a pneului.

Pentru o anumită încărcare radială a roții , unghiul δp crește la începutul aproximativ proporțional cu forța Fy, adică :

Dar apoi cresterea este tot mai accentuată până când se atinge valoarea forței de aderență φZ moment în care se produce deraparea . K este numit coeficient de rezistență al pneului la deviere laterală. Valoarea lui depinde de: încărcarea radială a roții QR, presiunea din pneu , valoarea reacțiunii tangențiale și de dimensiunile pneului. În general K= 30-75 daN/grad pentru autoturisme și K=50-150 daN/grad pentru autocmioane și autobuze. Valoarea maximă a unghiului de deviere laterală este 12◦-18◦ după care se produce deraparea.

Devierea laterală a pneurilor influențează puternic maniabilitatea atât la deplasarea în curbă cât și la deplasarea rectilinie.

Considerând că mișcarea are loc pe un drum orizontal, fără vânt lateral, forța laterală care acționează asupra automobilului va fi prezentată de forța de inerție Fiy aplicată în centrul de greutate. Reacțiunile provocate de această foră la cele două punți determină devierea laterală a pneurilor caracterizată de unghiurile δ1 și δ2.

Ca efect, autovehiculul își va modifica traiectoria. Noua taiectorie este determinată de direcția centrelor celor două puncte V1 ș V2. Vectorul vitezei punctului A, V1 a punții din față ( ale cărei roți roți sunt bracate cu unghiul mediu θ), va deveni înclinat cu unghiul θ-δ1, iar vectorul vitezei punctului B din centrul punții spate V2 va fi înclinat cu unghiul V1 față de planul longitudinal al autovehiculului. Ca rezultat centrul instantaneu al virajlui se va deplasa din punctul O în punctul Oδ, numit centrul real al virajului, determinat de intersecția perpendiculară duse la vectorii V1 și V2 în A și B. Distanța dintre centrul real al virajului Oδ și planul longitudinal de simetrie se numeste rază de viraj reală, se notează cu Rδ și caracterizează virajul real efectuat de autovehiculul de transport.

Din triunghiurile dreptunghiurale OδEA și OδEB rezultă :

Prin adunare și ținând cont că AE+BE= L rezultă:

Sau pentru unghiuri de bracare și deviere mici :

Rezultă că în cazul real al pneurilor cu elasticitate laterală spre deosebire de virajul teoretic, cu roți rigide , raza de viraj reală Rδ este funcție de unghiuri de deviere laterală δ1 și δ2 ale roților celor două punți . Funcție de raportul existent între δ1 și δ2 pot apare trei cazuri distincte:

Capacitate de viraj excesivă dacă δ1< δ2, raza de viraj reală este mai mică decât raza de viraj teoretică (cu roți rigide) Rδ<R, pentru același unghi de bracare , raza reală de virare va fi mi mică.

Capacitatea de viraj este indiferentă dacă δ1=δ2, raza de viraj reală este egală cu raza de virj teoretică Rδ=R

Capacitatea de viraj insuficientă dacă δ1>δ2, raza de viraj reală Rδ este mai mare decât raza de viraj teoretică Rδ>R; pentru același unghi de bracare raza reală de virare va fi mai mare.

Deoarece capacitatea de viraj indiferentă este greu de realizat practic, constructorii urmăresc obținerea capacității de viraj insuficiente , care se dovedește a fi mai avantajoasă decât capacitatea de viraj excesivă.

În cazul capacității de viraj insuficiente 9 autovehiculul subvirator) , maneabilitatea și stabilitatea se îmbunătățesc, conducătorul putând controla ușor traiectoria impusă printr-o corecție suplimentară la volan aplicată în sensul virajului. De asemenea în cazul unui vânt lateral, automobilul subvirator are tendința de a pastra automat mișcarea rectilinie.

La autovehiculele de transport rutier precum autocamioane, capacitatea subviratoare este indeplinită de la sine datorită prezenței pneurilor duble la puntea spate, cu efecte asupra măririi coeficientului total de rezistență la deviere laterală.

La o exploatare nerațională ( încărcătură asezată necorespunzător, presiune în pneuri diferită de cea prescrisă, viteză excesivă) capacitatea de viraj a automobilului se poate modifica cu efect asupra scăderii maniabilității.

În figura anterioară se prezintă schema de viraj a unui autotren cu semiremorcă . Și în acest caz , pentru ca virajul să aibă loc fără alunecarea pneurilor este necesar ca toate roțile să se deplaseze pe traiectorii concentrice cu centrul în punctul O.

Virajul în acest caz va fi caracterizat de raza R descrisă de centrul punții spate a autotractorului și raza R1 descrisă de centrul punții spate a semiremorcii. Neglijând unghiul α ca având valori mici , se poate scrie:

Unde: L1 este ampatamentul semiremorcii, θ1 este unghiul de frângere al autotrenului.

Ținând cont de elasticitatea transversală a pneurilor se constată ca și autotrenul din figura de mai sus își modifică traiectoria. Triectoria reală va fi determinată de valoarea unghiuliror de deviere laterală ale pneurilor celor trei punți determinată de valoarea forțelor de inerție transversală Fiy și Fiy1 aplicate în centrul de greutte al autotractorului și semiremorcii.

Centrul real al virajului Oδ se va găsi la intersecția perpendiculalelor duse de la vectorii V1, V2,V3.

Distanța de la O la axa longitudinală a autocrului și semiremorcii determină razele de viraj Rδ și Rδ1 ale autotractorului , respectiv semiremorcii:

Sau pentru valori mici ale unghiurilor de bracare și deviere laterală a pneurilor :

În funcție de raportul dintre valoarea unghiulară δ2 și δ3 , capacitatea de viraj a semiremorcii poate fi de trei tipuri :

Capacitatea de viraj excesivă , dacă δ2< δ3 raza de viraj a semiremorcii este mai mică decât raza teoretică de viraj a semiremorcii (R δ1<R 1)

Capacitate de viraj indiferentă, dacă δ2= δ3 , rzele de viraj ale semiremorcii cu roțile elastice și rigide vor fi egale (R δ1=R 1)

Capacitate se viraj insuficientă , dacă δ2> δ3, raza de viraj reală a semiremorcii este mai mare decât cea teoretică (R δ1>R 1)

Pentru o anumită capacitate de viraj a autotractorului , capacitatea de viraj a semiremorcii poate influența capacitatea întregului autotren . Astfel , pentru o capacitate de viraj insuficientă sau indiferentă a autotractorului, capacitatea de viraj excesivă a semiremorcii poate influența negativ maniabilitatea și stabilitatea întregului ansamblu, la o anumită viteză putând interveni deraparea.

Pentru o cât mai bună maniabilitate și stabilitate a autotrenului cu semiremorcă ar trebui îndeplinite în ordine una din condițiile:

δ1> δ2 și δ2> δ3 – capacitatea de viraj insuficientă atât pentru autotractor cât și pentru semiremorcă

δ1> δ2 și δ2=δ3 – capacitatea de viraj insuficientă insuficientă pentru autotractor și capacitate de viraj indiferentă pentru semiremorcă

δ1= δ2= δ3 – capacitate de viraj indiferentă pentru autotractor și semiremorcă

Condițiile pot fi realizate prin măsuri constructive 9 o anumită poziție a centrului de grutate pentru autotractor și semiremorcă , o rigiditate corespunzătoare a pneurilor , o anumită amplasare a punctului de articulare dintre autotractor și semiremorcă , controlul electronic al virării ESP) și măsuri de exploatare (respectarea presiunii din pneuri , așezarea corectă a încărcăturii , respectarea vitezei de deplasare).

Între unghiul θ de viraj al roților directoare și unghiul θreal al înclinației longitudinale reale a vehiculului pe traiectorie nu se poate stabili o relație univocă, similară celei din forța de apasare a pedalei și decelerația frânării. Corespondența dintre θ și θreal este influențată de viteză , de elasticitatea suspensiei și pneurilor de viteza de rotație a volanului și schimbarea direcției. Ideal este ca θreal să se suprapună valoric peste θ ( comportament neutru) dar în funcție de condițiile de trafict apar situații în care θ nu corespunde cu θreal și automobilul are un comportament subvirator θreal < θ sau supravirator θreal > θ .

La gestionarea virajului în timpul conducerii unui tren rutier de tip tractor și semiremorcă pierderea aderenței roților poate cauza accidente deosebit de grave.

Așa cum s-a arătat , în viraje roțile vehiculului se deplasează pe traiectorii diferite. Când roțile directoare sunt amplasate în față , roata spate din interiorul virajului descrie o traiectorie cu o rază de curbură mai mică (Ri) decât cea aferentă deplasării roții directoare din exteriorul curbei (Rext). Astfel , la înscrierea în viraj, extremitățile vehiculului pot depăși lățimea standard a unei benzi de circulație . În consecință , siguranța traficului depinde de capacitatea șoferului de a aprecia corect lățimile culoarelor pe care urmează să se deplaseze vehiculul, să ocupe o poziție și să circule cu o viteză care să nu pună în pericol ceilalți participanți la trafic.

Fâșia de gabarit Bg sau lățimea de siguranță a culoarului pe care se efectuează virajul este o lățime aparentă a traiectoriei măturate de șasiu în timpul deplasării. Ea este determinată de diferența dintre razele exterioare Re și interioare Ri de viraj.

În cazul tractorului în agregat cu semiremorcă, lățimea fâșiei de gabarit Bg se determină ca diferență dintre raza exterioară de viraj Re a autotractorului și raza de viraj interioaă determinată de semiremorcă Ri

Comportamentul trenului rutier în timpul virării reale

În studiul efectuat, se vor face calcule privind maniabilitatea autovehiculului studiat in parametrii reali al executăii virajului.

Astfel, unghiurile de bracare ale roților au relația:

În care: Rv- raza de virare ; Ep-ecartamentul corespunzător celor două punți (E1- ecartamentul punții față , E2- ecartamentul punții spate)

E1= 2000 mm; E2=1857 mm; Ep= (0.7….0.95) E1 = 1520 mm

Vom adopta pentru studiu, unghiul de bracare θimax=50◦

Se va calcula

Unghiul de bracare mediu, va rezulta :

Fâșia de gabarit Bg este lățimea ariei geometrice generale de șasiu în timpul deplasării. Ea este determinată de diferența dintre razele interioare și exterioare de viraj :

unde:

*La o rază de virare spre exemplu de 110m, valorile unghiurilor de bracare și fâșiei de gabarit corespunzătoare vor fi:

=1.91◦

1.84◦

*În tabelul următor, e vor sintetiza rezultatele calculelor unghiurilor de bracare θe , θi și a fâșiei de gabarit Bg, pentru diverse valori ale razei de virare, pornind de la valoarea minimă (Rvmin pana la o valoare de 440 m). Cu ajutorul acestui tabel, se vor executa diagramele evoluției unghiurilor de bracare si evoluției fâșiei de gabarit.

Unghiuri de bracare, fâșia de gabarit pentru diferite raze de virare.

Forma și dimensiunile fâșiei de gabarit trebuie să fie adaptate formei și lățimii drumului . După s-a arătat, culoarul pe care se execută virajul este delimitat de traiectoriile roții directoare din exteriorul curbei și roții axei spate din interiorul curbei. Lățimea sa este mai mare decât lățimea vehiculului și se amplifică o dată cu creșterea constructivă a ampatamentului; dacă se ia în considerație și încadrarea în culoar a colțului din față dinspre exteriorul virjului, lățimea sa este mai mare , inegalitatea generând situații neprevăzute de tipul:

autovehiculul poate lovi cu roata spate din interiorul virajului un obstacol pe lângă care roata directoare din interirul curbei a trecut la mică distanță

la virajul autotrenului sau autovehiculului cu semiremorcă pe căi rutiere cu câte o bandă pe fiecare sens este posibil ca ultima roată spate din interiorul virajului să se deplaseze pe mijlocul sensului opus, cu toate că roata directoare din exterior se înscrie corect pe limita din exterior a curbei drumului 9 pot fi lovite vehicule care circulă din sens opus sau ,când există mai multe benzi pe sens, de pe banda alaturata mai apropiata de axa drumului.

Fig…Unghiurile de bracare în funcție de raza de virare

Aprecierea corectă a lățimii de siguranță a culoarului virajului în funcție de raza maximă Rmax a curbei , din exteriorul drumului, revine conducătorului de vehicul și ”îndemanarea” în aces sens se formează în cadrul programului său de pregătire profesională.

Fig…Variația lățimii fâșiei de gabarit

Stabilitatea autotransportului rutier

Păstrarea stabilității autovehiculelor rutiere în timpulparcursului constituie o cerință primordială din punct de vedere a siguranței deplasării.

Posibilitatea micșorării stabilității este legată de condițiile de rulare în care apare patinarea, alunecarea, deraparea, sau răsturnarea autovehiculului și este echivalentă cu pierderea controlului autovehiculului , cu toate consecințele grave ce decurg din aceasta.

Capacitatea autotransportului rutier de a păstra în permanență contactul cu calea de rulare și de a se înscrie corect pe traiectoria aleasă de conducătorul auto definește caracteristica de stabilitate.

În anumite condiții deplasarea automobilului poate deveni instabilă pe direcțție longitudinală sau transversală . Pierderea stabilității longitudinale se poate manifesta sub forma derapării longitudinale se poate manifesta sub forma derapării longitudinale sau a răsturnării în jurul uneia din punți. Pierderea stabilității transversale poate provoca deraparea transversală sau răsturnarea laterală.

Stabilitatea longitudinala la urcarea și coborârea pantelor sau pe drumul orizontal

Prin stabilitatea longitudinală definm capacitatea autotransportului de a se opune alunecării și patinării longitudinale sau răsturnării în raport cu o axă transversală. Pierderea stabilității longitudinale apare la urcarea rampelor sau coborârea pantelor, în timpul demarajului, a frânării precum și deplasarea pe un drum orizontal cu viteză foarte mare.

În figura următoare vom analiza cazul unui autotransport rutier cu două punți, cu axa motoare spate , care se deplasează pe un drum înclinat longitudinal la un unghi α .

La urcarea pantei reacțiunea normală la puntea față se micșorează și , la limită ,în funcție de unghiul α și de regimul de mișcare, se poate anula , roțile punții față pierzănd contactul cu drumul și generâd râsturnarea longitudinală î jurul axei transversale spate.

În regimul de accelerare , sub acțiunea momentului motor, roțile tind să se rotească în sensul urcării pantei, în timp ce automobilul , sub efectul momentului de reacțiune, se va roti în jurul punctului B ( ce aparține punții spate) răsturnându-se , drumul fiind considerat de calitate buna, se poate neglija in studiu rezistența la rulare:

Z1·L+(Gsinα + Rd+Ra) · h- b·Gsinα=0

Dar considerând ca limită de răsturnare momentul în care Z1=0, rezultă :

Considerându-se că la urcarea rampelor mari viteza de deplasare redusă (Rd=0; Ra=0) se poate scrie:

de unde rezultă valoarea unghiului α la care este posibilă răsturnarea ( dacă nu este precedată de o alunecare longitudinală);

rezultă că putem defini drept condiție de stabilitate la răsturnare pe o rampă cu înclinare longitudinală α ( fără alunecare) urmatoarea relație:

În cazul în care autovehiculul considerat tractează o remorcă ,de greutat Gr, și având înălțimea cârligului de remorcre de la sol hc, ecuația devine :

Se observă că stabilitatea longitudinală a automobilului tractor este cu atât mai puțin influențată de remorcă cu cât înălțimea hc a cârligului de remorcare este mai mică (pentru hc=0 relația anterioară devine :

Dacă forța de tracțiune depășește forța de adrență apare patinarea și autotransportul ,cu punte motoare spate, ce urcă rampa devine de asemenea instabil:

Din condiția de siguranță se impune ca unghiul α la care se produce răsturnarea longitudinală a automobilului fara semiremorcă să fie mai mare decât unghiul la care are loc patinarea roților motoare ; se determină astfel condițiile ca răsturnarea să nu fie posibilă datorită patinării roților motoare spate:

analog, se reface calculul în cazul de echipare al autotranspoartelor rutiere cu ambele punți motoare:

se poate observ că în cazul automobilelor solo, cu punte motoare spate, sau cu ambele punți motoare răsturnarea este evitată prin patinarea roților, dacă este îndeplintă condiția:

Dacă analizăm , în aceleați condiții amintite anterior, comportamentul unor autovehicule solo cu puntea față deducem următoarea condiție:

ce conclluzionează că în cazul automobilului fără semiremorcă sau remorcă cu punte motoare față răsturnarea la urcarea rampei nu este posibilă deoarece înainte de răsturnare apare patinarea roților, oricare ar fi valoarea coeficientului de aderență φ.

Analog se poate analiza comportarea autotransportului rutier la coborârea pantei cu înclinare mare de frânare :

condiția de stabilitate la răsturnare la coborârea pantei va fi:

condiția ca răsturnarea să nu fie posibilă datprită apariției în prealabil a alunecării roților ( în condiții de viteză uniformă, rezistența aerodinamică nulă , reacțiune normală a căii de rulare pe osia spate nulă):

Pentru respectarea condițiilor expuse anterior, se va face un calcul bazat pe caracteristicile tipului de autotransport studiat , compus din un cap tractor si o semiremorcă cu un container încărcat cu o sarcina.

*Datele utilizate în calculele analitice pentru stabilitatea longitudinală la derapare se vor gasi în capitolele anterioare ale proiectului!

A1. Astfel pentru condiția de stabilitate la răsturnare pe pantă longitudinală în jurul punții spate fără ca în prealabil sa apară patinarea va fi:

A2. Condiția de răsturnare să nu fie posibilă datorită patinării roților motoare de pe partea spate este:

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

B1. Condiția de stabilitate longitudinală la coborârea pantei cu șasiul înclinat și frânat

Unde a reprezintă distanța de la centrul de greutate al ansamblului rutier la puntea față.

B2. Condiția de răsturare să nu fie posibilă datorită alunecării roților este:

Observație: deoarece distanța a este întodeauna mai mare decât înălțimea centrului de greutate hg rezultă că răsturnarea longitudinală a autotransportului rutier solo frânat la coborârea pantei nu este posibilă deoarece, înante de răsturnare are loc alunecarea longitudinală a roților blocate.

În cazul frânarilor bruște pe pantă accentuată forța de inerție și momentul de răsturnare indus de aceasta nu mai sunt neglijabile ; dacă la acestea se adaugă faptul că unele denivelări ale căii de rulare pot opri alunecarea roților blocate față pe pate mari, rezultă că răsturnarea în jurul axei frontale poate avea totuși loc dacă unghiul pantei este foarte mare , situație destul de rar întâlnită în cazul autotranspoartelor rutiere, dar posibilă în cazul celor speciale cu destinație militară.

Cazul în care datorită vitezei mari ar putea apare pericolul răsturnării autotrenului rutier la deplasarea pe drum orizontal , datorită rezistenței aerului care descarcă foarte mult puntea față , nu este aplicabil vehiculelor grele de transport mărfuri , cuatât mai puțin celor în formula autotren rutier . Dacă totuși s-ar dori o aemenea verificare a vitezei limită la care se descarcă puntea față și care trebuie să fie mai mare decât viteza maximă posibilă de atins în configurația de echipare a vehiculului în cauză s-ar efectua următorul calcul:

unde se consideră α=0, Rd=dv/dt=0, rezultă:

Ra·hg=G·b sau: k·A·v2·hg=G·b

de unde rezultă viteza critică la care poate apărea răsturnarea longitudinală a automobilului pe un drum orizontal:

C1. Viteza critică la care apare pericolul răsturnării provocat de rezistența aerului care descarcă foarte mult puntea din față, prin producerea unei elevații a cabinei, este:

/h]

Unde: b reprezintă lungimea de la centrul de greutate pana la puntea spate; G reprezintă greutatea totală a autotransportului ; A este aria secțiunii verticale văzută din față al ansamblului rutier și hg este înălțimea centrului de greutate .

Evident, această viteză de deplasare pe care trebuie sa o atingă ansamblul rutier pentru a avea loc răsturnarea provocată de rezistența aerului este o viteză absurdă pentru acest tip de autovehicul.

În cazul unui autotren cu remorcă se constată că remorca înrăutățește stabilitatea autovehiculului la urcarea rampei și o îmbunătățește la coborârea pantei , iar stabilitatea longitudinală la patinare a autotrenului nu este influențată de numărul punților motoare . La autotrenurile cu semiremorcă se constantă influența distanței dintre punctul de articulare și axa punții spate a autotractorului : astfel, cu cât această distanță este mai mare , cu atât stabilitatea la răsturnarea va fi mai buna la urcare, în schim se va înrăutății la coborâre , pe acest considerent recomandându-se pentru această dimensiune valori cuprinse între 300-500mm.

În condițiile uzuale de încărcare ale autotransportului rutier , unghiurile limită de răsturnare longitudinale depășesc valori de 35◦-45◦ astfel încât condițiile de răsturnare nu sunt satisfăcute . Totuși , în anumite situații de încărcare când înălțimea centrului de greutate are valori mari sau pe drumuri accidentate , răsturnarea este posibilă ; patinarea și alunecarea longitudinală poate apare mai repede mai ales în condițiile de rulare cu coeficient mic de derență.

Stabilitatea transversală

Prin noțiunea de stabilitate transversală se înțelege capacitatea autotransportului rutier studiat 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 stabilității 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 greutății paralele cu drumul, la deplasarea lui pe drumuri cu înclinare transversală.

Atunci când înclinarea transversală a drumului este mare, răsturnarea laterală sau deraparea poate avea loc și la deplasare rectilinie. Analiza stabilității transversale se poate realiza urmărind forțele și momentele care acționează asupra autovehiculului în viraj, pe o pantă cu înclinare transversală.

Fig. …. Accelerațiile centrului de greutate la un

autovehicul care se deplasează în curbă cu centrul de viraj O.

În figura….. avem:

θ – unghiul de bracaj al roților de direcție față de

puntea spate;

θ′ – unghiul de bracaj al roților de direcție față de centrul de greutate;

ω – viteza unghiulară a autovehiculului aflat în viraj;

R – raza de viraj; R′ – distanța de la centrul de viraj O la centrul de greutate CG

acp = R′ω2 – accelerația centripetă a centrului de greutate al autovehiculului;

atg = R′(dω/dt) – accelerația tangențială a centrului de greutate al autovehiculului.

La un autovehicul ce se deplasează în curbă, cu centrul de virare O, accelerația longitudinală ax și accelerația transversală ay a centrului de greutate CG, se determină conform relațiilor:

În condițiile în care :

Cunoscându-se accelerațiile se pot determina forțele de inerție corespunzătoare :

forța de inerție longitudinală Fix care se opune înaintării autovehiculului

forța de inerție transversală Fiy care se opune deplasării în viraj:

La deplasarea curbilinie în afara forțelor de inerție , ia naștere și un moment de inerție Miz datorat inerției masei autovehiculului la rotirea lui în jurul centrului de greutate:

unde : iz este momentul de inerție al autovehiculului cu axa OZ.

Pentru deplasarea rectilinie ( Fiy=0 și ω=0 ) forța de inerție este:

Pentru deplasarea cu viteză constantă (v=ct) și pe o curbă cu raza de viraj constantă (R=ct) forțele de inerție corespunzătoare sunt:

Stabilirea criteriilor de stabilitate transversală se face pornind de la schema forțelor care acționează asupra autovehiculului aflat în viraj pe un drum cu înclinare transversală. Răsturnarea transversală se va produce în jurul punctului B dacă reacțiunea Zd e mai mică sau egală cu 0.

Fig. … Forțele și momentele care acționează asupra autovehiculului la deplasarea în viraj pe un drum cu înclinare transversală β.

Pentru stabilirea criteriilor de stabilitate transversală se consideră autovehiculul în viraj,

pe un drum cu înclinarea transversală β. Răsturnarea transversală a autovehiculului se produce în raport cu punctul S .

Considerând că viteza autovehiculului v și raza de viraj R sunt constante, pe baza ecuației de momente față de punctul de răsturnare S, ținând seama de expresia forței de inerție Fiy, prin condiția de menținere a stabilității transversale la răsturnare la limită (Zd = 0), se obține unghiul limită de înclinare transversală a drumului r β , la care stabilitatea transversală la răsturnare este la limită (răsturnarea autovehiculului, sub acest unghi, este posibilă în orice moment).

Din această relație se obține unghiul de înclinare transversală a căii de rulare βr la care nu are loc dar începe răsturnarea autovehiculului.

Înlocuind valoarea Fiy în relația anterioară obținem :

Dacă virajul se face cu rază constantă și la viteză constantă relația anteriară devine:

În cazul deplasării rectilinii pe un drum cu înclinare transversală , răsturnarea se produce în jurul punctului A și se obține:

Viteza limită a unui autovehicul în viraj pe un drum cu înclinare transversală la care începe răsturnarea laterală se va determina deci cu relația:

Se va obsserva că prin mărirea unghiului de înclinare transversală βr , valoarea vitezei limite la răsturnare vr crește , iar la voaloarea tgβr= viteza poate să devină oricât de mare fără ca răsturnarea să aibă loc. De aceea pentru creșterea siguranței în deplasare , înclinarea transversală , cu panta urcând spre exteriorul curbei, se aplică la construcția căilor de rulare moderne.

Pentru analiza făcuta pe acest autotransport rutier se vor executa calcule ale vitezei de derapare pentru următoarrele valori ale unghiului de înclinare transversală a căii de rulare:

Calculele se for face cu autovehiculul descărcat , ceea ce impune o înălțime a centrului de greutate hg= 0.8 m , cât și cu atutovehiculul încărcat hg=1.19m

Ecartamentul mediu al autotransportului este:

*Spre exemplificare, pentru o rază de virare Rv= 120m, unghi de înclinare transversală a căii de rulare βd=, pentru autovehicul încărcat hg=1.19m , viteza de răsturnare va fi:

*Valorile vitezelor limită de derapare pentru diferite mărimi ale razei de virare , unghiuri de înclinare ale căii de rulare și două dimensiuni ale înălțimii centrului de greutate , se vor sintetiza în urmatorul tabel și se vor folosi la executarea diagramei de stabilitate transversală la răsturnare.

Fig….Stabilitatea transversală la răsturnare

În cazul virajului pe un drum fără înclinare transversală (β=0), viteza limită la răsturnare va fi:

Răsturnarea transversală a autovehiculului de tansport rutier este posibilă în condițiile arătate mai sus dacă nu este precedată de deraparea laterală.

Condițiile stabilității transversale la derapare , în cazul deplasării curbilinii a autovehiculului pe o cale de rulare cu înclinare transversală , se poat scrie astfel:

unde: Y1, Y2 este reacțiunea laterală a căii de rulare asupra punții față , respectiv asupra punții spate; Z1,Z2 reprezintă reacțiunea normală a căii de rulare asupra punții față, respectiv asupra punții spate ; φ1 este coeficientul de aderență transversală .

Condiția din relația anterioară trebuiesc satisfăcute simultan :

Relația scrisă conform notațiilor utilizate în figura…. este:

sau:

Din aceasă relație se va obține condiția de rulare fără derapare transversală:

Dacă virajul se va face cu rază constantă (R=ct) și viteză constantă (v=ct) și ținând seama de relația …. , relația anterioară devine:

Ungiul limită de înclinare transversală a drumului βd la care încă nu are loc , dar începe deraparea autovehiculului este:

În cazul deplasării rectilinii (R, Fiy=0) pe un drum cu înclinare transversală se obține :

Din relația …. se obține viteza limită a unui autovehicul în viraj vd pe un drum înclinat transversal βd la care deraparea nu are loc, dar începe :

Se observă din relația de mai sus că valoare vitezei limită la derapare vd crește odată cu mărirea unghiului de înclinare transversală βd. Pentru valori βd= viteza poate fi oricât de mare (vd ) fără ca deraparea să aibă loc.

Unghiul la care are loc deraparea datorită greutății autoșasiului paralelă la calea de rulare , pe un drum rectiliniu , înclinat transversal cu un unghi β este:

pe asfalt uscat:

pe asfalt umed:

pe pământ bătătorit:

pe zăpadă bătătorită:

Pentru analiza făcuta pe acest autotransport rutier se vor executa calcule ale vitezei de derapare pentru următoarrele valori ale unghiului de înclinare transversală a căii de rulare:

*Spre exemplificare, pentru o rază de virare Rv= 20m, unghi de înclinare transversală a căii de rulare βd=, rulare facută pe asfalt uscat , viteza limită la derapare este:

*Valorile vitezelor limită de derapare pentru diferite mărimi ale razei de virare , unghiuri de înclinare ale căii de rulare și tipuri de drumuri pe care se va face rulajul se vor sintetiza în urmatorul tabel și se vor folosi la executarea diagramei de stabilitate transversală la derapare.

Fig…..Stabilitatea transversală la derapare

În cazul virajului pe un drum fără înclinare transversală (β=0) , viteza limită la care începe deraparea se calculează cu relația:

Având în vedere faptul că răsturnarea transversală este mai periculoasă decât deraparea, viteza limităla derapare vd trebuie să fie mai mică decât vr. Deci , deraparea laterală trebuie să aibă loc înaintea răsturnării laterale.

Raportul se numește coeficientul de stabilitate transversală al autovehiculului sau prag de răsturnare și este relativ ușor de analizat deoarece necesită cunoașterea doar a doi parametrii ai vehiculului : ecartamentul E și înălțimea centrului de greutare hg.

Analizele sunt foarte conservatoare (în general există o tendință de supra apreciere a pragului) și sunt mai utile pentru compararea vehiculelor decât pentru estimarea nivelului absolut de performanță.

Cu cât pragul de răsturnare este mai ridicat , cu atât este mai bine pentu vehicul9 care este mai stabil).

Pragul de răsturnare pentru vehicule de pasageri și camioane mici depășesc în general limitele de frecre ale roților (coeficienții maximi tipici de frecare sunt aproximativ 0.8). Astfel este posibil ca vehiculul să se rotească pe o suprafață plană fără a se răsturna.

În cazul camioanelor grele este posibil să se atingă pragul în intervalul limitelor de frânare ale roților , astfel încât răsturnarea să fie probabilă dacă rotirea vehiculului se produce de drum uscat .

În tabelul …. sunt prezentate valorile tipice pentru pragul de răsturnare ale unor vehicule rutiere.

Tabel … Valorile tipice pentru pragul de răsturnare al unor autovehicule rutiere.

Comportmentul răsturnării unui corp rigid este ilustrat prin variația accelerație laterale ay relativ la unghiul de răsturnare βr în figura…. Se observă că:

unghiul de răsturnare rămâne zero pentru orice accelerație laterală mai mare decât pragul de răsturnare ; odată atins acest prag, vehiculul se poate răsturna.

echilibrul accelerașiei laterale scade cu unghiul de înclinare transversală a căii deoarece rezultanta forțelor în centrul de greutate poate trece dincolo de exteriorul roților ; cea mai mică perturbare care crește unghiul de răsturnare scade echilibrul acceleraiei laterle;

accelerația laterală în exces produce o accelerație de răsturanare care crește și mai mult unghiul , îndepărtându-l de punctul de echilibru.

Din cauza instabilității relative a vehiculului , în momentul în care roțile din interiorul virajului părăsesc calea de rulare , se consideră începutul răsturnării. Răsturnarea devine neredresabilă când unghiul de răsturnare devine atât de mare încât rezultanta ce acționează în centrul de greutate al vehiculului trece în afara liniei de contact a roților din exterior . Această limită corespunde punctului O din figura… în care echilibrul accelerației laterale atinge zero (βr=tan-1().

Dacă ținem cont și de devierea laterală a petei de contact a pneului din exterior , vom observa următoarele aspecte ce pot contribui la reducerea cu 5-10% a pragului de răsturnare :

centrul de încărare de sub roți se deplasează spre spate în timpul parcurgerii curbei , datorită inerției; lățimea ecartamentului real, dinamic, se reduce.

MATERIALE ȘI TEHNOLOGII UTILIZATE LA CONSTRUCȚIA SISTEMULUI DE DIRECȚIE

Tipuri de Materiale Utilizabile

De obicei levierele, barele mecanismului de direcție, precum și volanul sunt din oțel carbon de calitate (OLC).

Melcul-globoidal, arborele levierului de comandă a direcției se executa din oțeluri aliate cu crom (Cr) și nichel (Ni), deoarece aceste elemente cresc rezistența mecanică, tenacitatea dar și călibilitatea oțelului. Cu ajutorul cromului crește rezistența la coroziune și oxidare a oțelului.

Melcul globoidal, axul, rola dublă se fac din oțel aliat și anume din: 30MoCrNi20.

Levierele, barele mecanismului de comandă, capacul, precum și volanul se fac din oțel carbon de calitate; OLC50 și OLC 60.

Rezistențe Admisibile

În tabelul 2.1 sunt prezentate caracteristicile mecanice ale oțelurilor aliate și nealiate.

Tabelul 2.1

Conform prescripțiilor tehnice I.S.C.I.R.(C4/1-2003 si C4/2-2003), rezistența admisibilă a materialului la temperatura de 200 C este:

unde : – -rezistența la rupere ;

– -rezistența tehnică de curgere la 200 C;

– cr -coeficient de siguranță față de rezistența la rupere , =2.4;

– c02 -coeficient de siguranță față de limita tehnică de curgere, =1.5.

Calculul organologic al elementelor principale ce compun sistemul de directie

Sistemul de direcție asigură dirijarea automobilui pe traiectoria dorită sub comanda dată de conducător.

Direcția de mers se poate schimba în cazul autoturismului prin rotirea roților în jurul unui ax pseudoverticat numit pivot, fără a modifica poziția punții față . Această operație de rotire a roților se numește bracare, astfel procedeul de schimbare a direcției se numește roți bracabile.

Sistemul cu roți bracabile este cel mai folosit sistem, puntea de direcție fiind puntea din față, deoarece prezintă o vizibilitate mai bună a conducătorului.

Condițiile impuse sistemului de direcție:

să asigure stabilizarea mersului rectiliniu;

să asigure manevrarea rapidă și ușoară;

unghiul de așezare ale roților să se modifice cât mai puțin în timpul virării;

să permită obținerea unei raze minime de viraj cât mai mici;

să asigure o cinematică corespunzătoare;

să aibă o construcție simplă, să nu producă blocări și să aibă o fiabilitatea cât mai mare;

să fie prevăzut cu elemente de reglaj, iar reglarea și întreținerea să fie cât mai ușoare;

să aibă o simetrie a comenzii volanului la virarea stânga-dreapta.

Sistemul de direcție se compune din: mecanismul de acționare a direcției și transmisia direcției.

Mecanismul de acționare ajută la transmiterea mișcării de la volan la levierul casetei de direcție și cuprinde: volanul, coloana volanului, caseta de direcție, levierul casetei de direcție.

Transmisia direcției face legătura între levierul casetei de direcție și roțile directoare (ansamblu de bare și leviere).

Cele mai utilizate mecanisme de acționare, la autoturisme, sunt: mecanism pinion-cremalieră si mecanism melc-globoidal-rolă.

Mecanism melc-globoidal și rolă

Mecanismul cu melc-globoidal și rolă este cel mai răspandit, deoarece acoperă toată gama de automobile, pornind de la autoturisme mici până la autocamioane.

Are avantajul ireversibilității și posibilității preluării jocurilor datorate uzuri, printr-un reglaj simplu. Acest tip de mecanism înlocuiește frecarea de alunecare cu frecarea de rostogolire, deci astfel prezintă un randament ridicat, cel direct poate fi de 0,65, iar cel indirect de 0,5. [2]

În funcție de diferențele constructive mecanismele cu mel-globoidal și rolă pot fi:

-după tipul rolei: simplă, dublă sau triplă în funcție de momentul transmis.

– modul de sprijin al arborelui levierului de comandă pe care se montează rola cu axul său:

– arbore cu un singur lagăr de alunecare, de lungime mare pentru mărirea rigidității;

– arbore cu două lagăre;

Un tip de mecanism cu melc-globoidal și rolă dublă este prezentat în figura…, unde:

melcul 5 se sprijină în casetă prin intermediul unor rulmenți cu bile, iar rola dublă 7 este montată pe bolțul 8 între brațele furcii. Furca este corp comun cu arborele levierului de comandă cu un singur lagăr de alunecare 1. Reglarea jocului din angrenare se face cu ajutorul dispozitivelor 2 și 4, iar reglajul rulmenților melcului se face cu ajutorul dispozitivului 6.

Fig. ….. Mecanism cu melc-globoidal și rolă dublă

Datorită faptului ca acest mecanism prezintă un randament indirect mai mic, care produce șocuri mai mici la volan, este mai bun pentru echiparea unui autoturism de teren care circula pe drumuri cu deformații mari, care produc șocuri mari atât sistemului de direcție cât și sistemului de suspensie a autoturismului. Astfel cu ajutorul acestui tip de mecanism conducatorul autoturismului nu va resimți toate șocurile apărute din cauza drumurilor cu deformații.

Justificarea Soluției Constructive

Casetele de direcție cu mecanism melcat prezintă avantajul ireversibilității și posibilitatea preluării jocurilor datorate uzurii printr-un reglaj simplu.

Mecanismul de acționare a direcției cu melc globoidal și rolă asigura o presiune specifică redusă în angrenaj, datorită acestui fapt se utilizează pe automobilele de teren și de tonaj mare, dezavantajul principal al mecanismului este valoarea redusa a randamentului.

Alegerea Regimurilor de Calcul

Deoarece determinarea forțelor care acționeaza în sistemul de direcție în diverse condiții de deplasare este o operație dificila, sistemul de direcție se calculeaza pornind de la o forță convențională maximă de 200 N aplicată de conductor asupra volanului.

Caseta de direcție se calculează pornind de la momentul transmis de arborele volanului ținând cont de tipul mecanismului utilizat, cu metodele folosite în calculul angrenajelor, în funcție de particularitățile constructive.

Ținând cont de datele tehnice ale autovehiculului și de partea carosabilului pe care acesta va circula am ales urmatorul mecanism de directie cu urmatoarele caracteristici :

– puntea fata directoare, suspensie independentă, articulată

– raportul de transmitere al mecanismului de acționare constant

– actionarea servomecanica (asitata hidraulic)

– angrenajul : melc globoidal – rolă

– pozitia trapezului de directie este posterioară punții față

– bara transversală de direcție este articulată

Rapoartele de transmitere al sistemului de direcție

Rapoartele de transmitere ale direcției constituie parametrii principali care servesc la aprecierea calității direcției. La un sistem de direcție se deosebesc două rapoarte de transmitere: iF-raportul de transmitere al forțelor și iω-raportul de transmitere unghiular.

Raportul de transmitere unghiular poate fi exprimat în funcție de rapoartele de transmitere ale mecanismelor ce compun sistemul de direcție.

i=iait=18,51=18,5

unde:

ia=18,5- raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției [2]

it=0,85…1,1-raportul de transmitere al direcției [2]

Raportul de transmitere al forțelor reprezintă raportul între suma forțelor care acționează asupra celor două roți de direcție Fr, în punctele de contact cu suprafața drumului, la distanța c (deportul) față de punctul de intersecție al axei pivotului cu suprafața drumului și forța Fv necesară la volan pentru virare.

unde:

Rv=200…250 mm -raza volanului [2]

c=20…110 mm- deportul [2]

Calculul Arborelui volanului

Sistemul de direcție se calculează pe ipoteza că forța tangențială maxima Fv max, care se aplică de către conducător volanului, poate atinge valoarea de 200N. Arborele este solicitat la torsiune sub acțiunea forței Fv max aplicată la raza volanului Rv.

unde:

D=20 mm-diametrul exterior al arborelui

d=10 mm -diametrul interior al arborelui

Rapoartele de transmitere al sistemului de direcție

Rapoartele de transmitere ale direcției constituie parametrii principali care servesc la aprecierea calității direcției. La un sistem de direcție se deosebesc două rapoarte de transmitere: iF-raportul de transmitere al forțelor și iω-raportul de transmitere unghiular.

Raportul de transmitere unghiular poate fi exprimat în funcție de rapoartele de transmitere ale mecanismelor ce compun sistemul de direcție.

i=iait=18,51=18,5

unde:

ia=18,5- raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției [2]

it=0,85…1,1-raportul de transmitere al direcției [2]

Raportul de transmitere al forțelor reprezintă raportul între suma forțelor care acționează asupra celor două roți de direcție Fr, în punctele de contact cu suprafața drumului, la distanța c (deportul) față de punctul de intersecție al axei pivotului cu suprafața drumului și forța Fv necesară la volan pentru virare.

unde:

Rv=200…250 mm -raza volanului [2]

c=20…110 mm- deportul [2]

Calculul Arborelui volanului

Sistemul de direcție se calculează pe ipoteza că forța tangențială maxima Fv max, care se aplică de către conducător volanului, poate atinge valoarea de 200N. Arborele este solicitat la torsiune sub acțiunea forței Fv max aplicată la raza volanului Rv.

unde:

D=20 mm-diametrul exterior al arborelui

d=10 mm -diametrul interior al arborelui

Introducerea sistemelor mecatronice

în scopul optimizării transportului rutier de marfă

Odată cu dezvoltarea rapidă a electronicii , în ultimul deceniu , au fost realizate componente și sisteme destinate automobilului , atât cu scopul de a înlocui reglajele electromecanice cât și în vederea introducerii unui control numeric dedicat. Încă de la prima

ele încercări , controlul electronic a avut un impact favorabil asupra performanțelor, fiabilității și mentenanței sistemelor automobilului în ansamblu , asupra siguranței în exploatare și integrării automobilului ca o componentă negresivă a mediului ambiant.

Ca știință de graniță, între mecanică și electronică, mecatronica vine să precizeze și să genereze algoritmi , prin care reglajul sistemelor mecanice să câștige în finețe , acuratețe și randament.

Fundamentat pe principiile teoriei reglajelor și controlului numeric , pe cunoștințele de mecanică , electronică , automatică și construcția automobilului , acest nou domeniu deschide specialiștilor din cercetare și exploatare , largi porți ale cunoașterii pentru a pune suportul bazelor inginerești din perspectiva optimizării parametrilor comportamentali ai autovehiculelor.

Studiul controlului asupra stabilității șasiului

Controlul electronic al suspensiei

Necesitatea suspensiilor active , inteligente.

La deplasarea autovehiculului , neregularitățile drumului produc oscilații ale roților ce se transmit punților, acest aspect este foarte vizibil in cazul transportului pe drumuri cu un grad de denivelare ridicat, precum drumurile forestiere sau neasfaltate. Suspensia automobilului realizează legătura elastică cu amortizoare între punțile automobilului și cadrul sau caroserie, micșorând sarcinile dinamice și amortizând vibrațiile rezultate în urma acțiunii componentelor verticale ale forțelor de interacțiune între roți și calea de rulare . Viteza de deplasare este limitată în primul rând de calitățile suspensiei și în al doilea rând de puterea motorului. Confortabilitatea automobilului este determinată în principal tot de calitățile suspensiei . Prin imprimarea caracterului dorit oscilațiilor , suspensia , alături de mecanismul de ghidare a punții (punților) influențează maniabilitatea , manevrabilitatea și stabilitatea automobilului . Tocmai pentru atingerea acestor deziderate au apărut sistemele de control inteligent al suspensiei ce își aduc astfel aportul , în strânsă legătură cu celelalte părți componente ale sistemului informațional al vehiculului , la obținerea performanțelor maxime.

Reglementarea electronică asistenței și gărzii la sol

La suspensiile pneumatice și hidropneumatice garda la sol poate fi menținută la o valoare constantă , indiferent de încărcarea autovehiculului . În unele cazuri chiar conducătorul poate regla valoare gărzii la sol . Există sisteme implementate pe autovehicule la care carda la sol selectată este realizată în momentul în care conducătorul auto se așează la volan și pornește motorul.

Acest lucru este posibil prin plasarea unui senzor în interiorul scaunului care sesizează masa conducătorului și odată cu pornirea motorului comandă ridicarea șasiului, deci modificarea gărzii la sol, la ultima valoare setată. Sistemele itegrate de control permit chiar introducerea în funcțiune senzorului ce cuplează / decuplează sistemul de securitate al automobilului , alături de pornirea automată a motorului și comanda asupra reglajului gărzii la sol și asistenței automobilului.

Avantajele acestor sisteme sunt:

reglajul asistat al gărzii la sol în funcție de viteza de deplasare, profilul căii de rulare și oscilațiile suspensiei, în vederea reducerii consumului de combustibil prin reducerea coeficientului de rezistență la înaintare.

posibilitatea ridicării automate a gărzii la sol pe terenurile cu un grad de denivelare ridicat

creșterea stabilității în virajele abordate cu viteză de croazieră mare

îmbunătățirea stabilității vehiculului la frânări sau accelerații bruște.

În cadrul acestor tipuri de sisteme putem integra și sistemul ce echipează vehiculele utilitare, a căror punte de sprijin 3 , nemotoare, poate fi ridicată cu dispozitivul hidraulic 7, pierzând contactul cu solul și micșorând astfel rezistența la rulare în cazul în care șasiul este încărcat mai puțin.

Comanda este generată de unitatea centrală 4 , intrările în dispozitivul de control fiind executate de senzorii de deplasare și încărcare 11 dispuși pe puntea față 1 și puntea spate 2. Sistemul mai cuprinde un compresor de aer 9 , un rezervor de aer 8 , o electrovalvă de comandă 10 și un manocontact al presiunii de aer din sistem 5. Integrarea sistematică permite și acționarea direct de la consola de bord 6.

Fig… Reglarea electronică a poziției punții de sprijin

Sursă: Sisteme Bosch

Sisteme de control integral al suspensiei

Utilizarea în sisteme distincte (fig….) de control numeric a unității de control 1 împreună cu amortizoarele 2, ce își pot modula caracteristicile de absorbție a șocurilor în funcție de informațiile date de senzorii de accelerație 3, oferă astăzi consumatorului facilități de confort ridicate.

Putem observa că documentația de firmă Fiat , conturează două soluții distincte ale sistemului de amortizare: o variantă cu suspensie dură, ce poate fi selectată de conducătorul auto ca variantă de bază , care realizează deplasarea pe o șosea bună în condiții de maximă siguranță și comfort , la viteze mari și o variantă elastică pentru cale denivelată .

prevenirea balansului longitudinal la viteze mici de deplasare sau în cazul accelerărilor sau decelerărilor bruste , este realizată prin deconecatrea programului ”hard suspension” și controlul strict , electronic al tuturor mișcărilor automobilului pe cele trei axe de coordonate. La viteze ce depășesc 30 km /h controlul suspensiei este reactiv at de varianta setată de conducător , oferind astfel maximum de confort. La apariția unor variații bruște ale dinamicii automobilului în mișcare , la schimbarea bruscă a direcției sau deplasarea pe drumuri cu un grad de denivelare ridicat, ca urmare a apariției accelerațiilor longitudinale și transversale, unitatea centrală trece sistemul pe varianta ”soft suspenssion” modificând caracteristicile de absorbție ale amortizoarelor.

Această strategie permite sistemului de control al suspensiei să absoarbă impactul impactul inițial al accelerațiilor mari , în variantă amplitudine mare de balans – absorbție șocuri mari – soft suspenssion, la rularea pe drumuri proaste și în același timp să poată reveni la variant standard , amplitudini mici ale maselor suspendate , inregistrate de senzorii accelerometrici – hard suspenssion.

Suspensia ”moale” poate fi menținută timp nelimitat la viteze sub 30 km/h chiar în condițiile unei suprafețe bune a carosabilului.

Pentru a implementa în ”sistemul automobil” această strategie , unitatea centrală digitală de control 1 este conectată la semnale le de intrare ale senzorilor ce măsoară accelerația vericală 2, unghiul de rotire al volanului , viteza unghiulară de schimbare a direcției 11, presiunea din circuitul de frânare 9, viteza de deplasare 12.

Fig… Exemplu de sistem de control inteligent ”second generation”

Sursă: Fiat

Pentru a îmbunătății stabilitatea dinamică , revenirea la varianta standard se realizează în funcție de semnalele primite , cu atât mai moderat cu cât creșterea de viteză este mai mare . Dacă sistemul de reglare electronic devine inoperant, unitatea centrală trece utomat în varianta standard ”hard suspenssion”.

Apariției pe piață a suspensiei inteligente ”second generation” ce echipează autoturismul Lancia Thema promovează de asemenea un control al suspensiei 4×4 , independent pe amortizorul fiecărei roți , având asociat de asemenea și controlul gărzii la sol și a sietei vehiculului. Se poate astfel controla mișcarea independentă a roților și se pun bazele conceptului de control integrat al mișcării punții autovehiculului.

Pe axa față este dispusă o supapă electromagnetică , ce realizează aceleași funcții de dirijare a trecerii dintr-un mod de funcționare în altul. Pe puntea spate funcțiile acestor supape sunt integrate cu un sistem de reglare hidraulică/pneumatică a asistenței și gărzii la sol în funcție de încărcare și condițiile de trafic .

Acest sistem este alcătuit dintr-un motor hidraulic, două acumulatoare de presiune și un senzor mecanic conectat la puntea posterioară.

Unitatea hidraulică , sau modulul de control al oscilațiilor suspensiei de tip LDDM (Load Dpending Damping Module) comandată de calculatorul electronic este alcătuit dintr-un set de electropropulsoare ce reglează presiunea uleiului din sistem și din amortizoare, în directă corelație cu oscilațiile caroseriei și încărcarea vehiculului .

În timpul deplasării este posibilă realizarea , de o manieră integrată, a trei funcții separate de reglaj:

controlul electromecanic al actuatorului de nivel pentru păstrarea la valori constante ale gărzii la sol.

controlul electronic automat al parametrilor suspensiei la viteze de deplasare cuprinse între 50-180 Km/h.

controlul activ , gradual și continuu , sub supravegherea calculatorului electronic, al mișcărilor punții spate , cu ajutorul modulului LDDM.

Controlul inteligent al trenului de rulare

De multe ori în timpul deplasării apar situații deosebit de critice datorită condițiilor meteo nefavorabile ( ploaie, ninsoare, gheață ) sau stratului superficial al căii de rulare (polei, noroi, nisip, pietriș). Fctorul de risc crește când declivitatea căii de rulare se modifică în sens pozitiv sau negativ (transversal sau longitudinal), când au loc accelerări/decelerări bruște pe suprafețe cu un coeficient de aderență redus, ca urmare a apariției unui fenomen de patinare al roților motoare.

De aceea uul din deziteratele cercetării , în domeniul optimizării trenului de rulare , este prevenirea acestui fenomen nedorit prin asigurarea stabilității vehiculului pe traiectorie și excluderea devierilor longitudinale sau transversale ce r putea apare sub influența forțelor de tracțiune .

Sistemele moderne responsabile de minimalizarea acestor efecte sunt transmisia integrală și blocarea automată a diferențialului , ambele realizate sub controlul electronic deci guvernate în sistemul cu senzori și actuatori dedicați , de unități centrale electronice.

Transmisia intgrală PTC- Power Train Control

Transmisia integrală răspunde exigențelor impuse de noile cerințe de motricitate. Varianta clasică a transmisiei , realizează o repartiție simetrică a fluxului de putere la roți , grație diferanțialelor cu pinioane conice 50% flux de putere punte spate, 50% flux de putere punte față.

Există și variante de repartiție asimetrică a acestuia între punți cu diferențiale interaxiale planetare sau variante moderne cu repartiția fluxului de putere între punți continuu variabilă .

Acestea sunt cele cu viscocuplaje comandate electronic, ambreiaje cu discuri ce funcționează într-o incintă închisă în care se găsește un fluid vâscos de tip silicon, ce realizează o repartiție automată a forței de tracțiune, propulsie între punțile motoare .

Dacă viteza diferențială între discuri se mărește , calea de rulare este glisantă alunecarea Dn este maximă , siliconul rigidizează discurile conducător-condus , cuplul de blocaj este maxim și puntea față este astfel angajată , devine punte motoare.

La o viteză diferențială , de alunecare, mică fluxul de putere este trimis spre puntea spate iar momentul de blocaj se anulează .

Fig… Tren complet al transmisiei integrale PTC

Sistemul de control electronic calculează viteza de deplasare , ccelerația , alunecarea longitudinală și laterală , și direcția corectă de deplasare prin intermediul informațiilor primite de la senzori.

Fig…Variația cuplului de blocaj a vîscocuplajului

unei cutii de distribuție funcție de alunecarea discurilor

Unitatea de control realizează , pentru un vehicul cu punte față motoare spre exemplu, angajearea punții spate ca punte motoare , în momentul cerut de condițiile de trafic și realizează decuplarea automată a acesteia , pentru a preveni o creștere a consumului de carburant.

Fig…SIstemul de control al transmisiei integrale PTC

Sursă: Siemens

Microprocesorul unității electronice centrale prelucrează datele primite de la senzori , viteza unghiulară a roților și viteza unghiulară a volanului (unghiul de direcție și vaviteza de variație a acestuia în timp) și calculează pornirea , durata și nivelul procedurii de cuplare .

De remarcat este faptul că se cuplează tracțiunea integrală prin actuatorul electromagnetic și viscocuplajul numai în momentul în care această necesitate este iminentă .

Varianta de bază este păstrată cât se poate de mult și la angajarea punții motoare față ca punte motoare , se aprinde un indicator la bord , atenționând conducătorul asupra necesității de a schimba stilul de pilotaj.

Trei deziterate importante sunt atinse prin utilizarea acestei opțiuni :

factorul dinamic este mult îmbunătățit în momentul demarării de pe loc la cuplarea variantei de tracțiune cu ambele punți ;

în al doilea rând varianta aduce o îmbunătățire a stabilității în momentul în care roțile unei punți motoare încep să patineze

dacă nu se poate evita patinarea prin cuplarea punții față , se va bloca în ordine diferențialul central și cel al punții motoare spate.

Pe baza informațiilor primite din sistem , unitatea centrală calculează abaterile de la traiectoria stabilită și dacă acestea sunt excesive și nu concordă cu schimbarea de poziție a volanului, automat , se declanșează procedura de cuplare a tracțiunii integrale.

Sistemul de control și prevenire a patinării roților motoare la accelerare

ASR ( Automatic Slip Regulation).

Forța de tracțiune la roți poate fi îmbunătățită și prin sistemul de prevenire a patinării realizat prin controlul individual al patinării realizat prin controlul inividual al patinării fiecărei roți motoare . Patinarea uneia dintre roți este detectată prin compararea ( de către calculatorul electronic) a semnalului de viteză (de rotație) generat de aceasta cu semnale provenite de la traductoarele montate pe celelalte roți.

Unitatea diraulică 5 (fig…..) , prin regulatoarele încorporate , și guvernată de centrala electronică (control unit) , realizează un cuplu de frânare asupra roților a cărei turație crește.

Fig…. Sistemul de prevenire a patinării la accelerare ASR

Pentru a preveni supraîncălzirea sistemului de frânare în cazurile extreme sistemul ABS este decuplat.

Prin utilizarea sistemului de prevenire a patinării la accelerare , se urmărește realizarea , în acest regim , a forțelor de tracțiune maximă . Microprocesorul unității de calcul poate detecta în câteva milisecunde existența patinării oricărei roți, înainte ca utilizatorul să perceapă mișcarea șasiului (deraparea) , acesta generează procedura de blocare blocare a diferențialului . Simultan o lampă de avertizare se aprinde la bordul autovehiculului, semnalizând angajarea opțiunii ASR și avertizând conducătorul asupra condițiilor periculoase din trafic. Sistemul ASR funcționează în tandem ,integrat, cu sistemul de tracțiune integrală PTC și sistemul de prevenire a blocării roților la frânare ABS.

Blocarea diferențialului este un factor ce intervine favorabil în timpul accelerării și de aceea această opțiune este validată în mod automat la demarare. Dacă condițiile în cre a apărut această patinare, nu mai sunt de actualitate, atunci unitatea centrală deconectează sisteul ASR și lampa din bord se stinge.

Dacă apare o avarie în sistem , calculatorul nu va valida intrarea acestuia în funcțiune și aprinderea semnalizatorului de avarie va aduce la cunoștință conducătorului de acest aspect.

Sistemul ASR nu este conectat peste o anumită valoare a vitezei de deplasare deoarece la viteze mari, câștigul de aderență datorită aportului acestei opțiuni este minim. Totuși lampa de semalizare se prinde avertizând conducătorul asupra condițiilor de rulare periculoase

Controlul integrat asupra rotației șasiului

TC (turning control)

Direcția asistată electronic

Servodirecția asistată electronic

La creșterea confortului în timpul conducerii automobilului un rol important îl are sistemul de direcție. Acest sistem reprezintă unul din mecanismele principale ale automobilului, ce are un rol hotărâtor asupra siguranței circulației , mai ales în condițiile creșterii continue a parcului de automobile și vitezelor de circulație pe drumurile publice , și sporirea riscurilor de accidente.

În mod normal, roțile din față sunt roți de direcție din următoarele considerente tehnice: conducătorul are un avantaj al unei vizibilități mai bune din cauză că roata de direcție exterioară virajului descrie cercul cu raza cea mai mare și deci partea de automobil care este cea mai îndepărtată de viraj este partea din fața conducătorului.

Între condițiile ce trebuiesc satisfăcute de sistemul de direcție , alături de stabilitate , durabilitatea sporită și compatibilitatea cu restul sistemelor de pe automobil (cu suspensia în mod prioritar) se amintește și cerința de manevrabilitate facilă a sistemului. Acest aspect , rezolvat la autovehiculele mari și medii a însemnat asistarea hidraulică (continuă) a poziționării roților de direcție , astfel încât conducătorul să depună , pentru modificare traiectoriei vehiculului , un efort minim.

La autoturisme problema asistării direcției s-a pus pentru viteze de deplasare mici sau pentru situațiile de parcar când eforturile la volan sunt considerate (mai ales în cazul echipării punților directoare cu pneuri balonate și joase a căror suprafață de contact cu calea de rulare este mărită față de variantele standard. La viteze ridicare în schimb , pentru a realiza o stabilitate mare a vehiculului pe traiectoria impusă , este nevoie de un sistem de direcție rigidă.

Aceste aspecte au generat necesitatea controlului electronic asupra asistării sistemului de direcție astfel încât acesta să îndeplinească ambele deziderate: efort minim la volan la viteze mici (prin amplificarea acțiunii elementelor de asistare hidraulică , și efortul sporit pentru schimbarea direcției la vitezede croazieră mari prin micșorarea aportului (până la anulare ) a servodirecției.

Direcția integrală asistată electronic 4SW (all steering wheels

Problema geometriei virajului se pune pentru variantele clasice de autotransporturi numai în raport cu axa față . Dar experiențele au demonstrat că o abordare precisă a virajului la viteze mari poate fi realizată doar cu aportul tuturor roților la înscrierea vehiculului pe traiectorie. Așa a părut , în domeniul proiectării sistemul de scrimbare a direcției cu ambele punți viratoare sau așa cum mai este cunoscut ”cu toate roțile directoare” (All Steering Wheels).

Testele efectuate au arătat că în afară de creșterea cpacității de manevrare (reducerea razei de virare) la aceste automobile se reduc rezistențele la înaintare și puterea consumată la virare , în cazul tracțiunii integrale, deoarece lipsește circulația de puteri .

La aceste vehicule , fiecare punte de direcție are o transmisie proprie , cuplarea celor două sisteme realizându-se prin control electrohidraulic.

Particularitatea sistemelor de virare cu controlul digital al unghiurilor de bracaj este puntea directoare spate și coordonarea unghiurilor de direcție a celor 4 roți cu ajutorul unui sistem hidraulic guvernat electronic . Unitatea centrală poate calcula unghiul optim de bracaj pentru roțile spate în funcție de viteza de deplasare , condițiile de trafic, sau viteza și unghiul de rotire al volanului .

La viteze mici de deplasare, sau când roțile directoare față sunt bracate la un unghi de viraj maxim, puntea directoare spate virează în sens contrar punții față. Acest aspect reduce mult raza de virare și simplifică foarte mult manevrele de parcare sau manevrare în spații înguste .

La viteze de croazieră (sau când roțile punții față sunt puțin virate , unitatea numerică comandă prin circuitul hiraulic o ușoară bracare a roților directoare spate în aceeași direcție cu cele din față, ceea ce duce la o substanțială îmbunătățire a stabilităii laterale , mai ales dacă manevra sa efectuat la viteze mari de deplasare .

Automobilele cu mai multe punți de direcție prezintă dezavantajul înrăutățirii stabilității. În scopul înlăturării acestui neajuns se utilizează mecanisme de blocare cu ajutorul cărora se fixează roțile punții posterioare la deplasarea pe linie dreaptă.

În figura următoare se reprezintă schema de principiu a sistemului de direcție al unui automobil cu două punți de direcție. De la mecanismul de acționare unde se găsește senzorul de poziție al volanului 9 , mișcarea se transmite prin levierul de direcție 7 , la bara longitudinal 6, care acționează asupra unității de control hidraulic5. Prin tijele 3 și 4 mișcarea este transmisă la unitatea hidraulică 5 l levierele 2, care oscilează în planul orizontal , în jurul unor axe fixate de cadrul automobilului și produc bracarea roților din față și din spate prin intermediul barelor transversale 1 și al levierelor fuzetelor.

Fig… Schema unui automobil cu ambele punți directoare

Unitatea centrală dispune de o opțiune ce realizează în caz de avarie a sistemului electronic , blocarea mecnismului roților directoare din spate în poziția mers înainte.

Aceasta se poate efectua și mecanic prin acționarea levierului 8 . Cu 10 și 11 s-au notat senzorii de turație și poziție a fiecărei roți de pe cele două punți directoare .

Sistemul de control și reglaj al direcției integrale tip Siemens AHK – 4 SW prezentat în figura următoare are ca semnale de intrare:

informațiile provenite de la senzorii de viteză unghiulară de rotație a roților aflate în contact cu calea de rulare

informațiile privind orientarea spațiului roților directoare ce aparțin punților 1 sau 2

informații privind valoarea presiunii hidraulice din sistemul de control.

Fig… Blocurile funcționle ale direcției integrale SIEMENS AHK-4WS

Ieșirea unității de comandă electronice realizează comonzi asupra unității centrale electro-hidraulice, care prin intermediul actuatoarelor , modifică orientarea punții directoare.

Deoarece acest sistem are implicații deosebite în siguranța circulaței , el beneficiază , încă din faza de proiectare , de măsuri excepționale de protecție la defectare.

Astfel în circuitul electronic de control există două microcomputere , ce își pot prelua automat funcțiile în caz de avarie , există algoritmi implementați pentru controlul și înlăturarea semnalelor parazite și chiar , în unele variante, senzori dublați.

Dacă sistemul se defectează , unitatea centrală generează semnale ce blochează virarea punții spate sau semnale ce pot opri funcționarea întregului sistem automobil .

Spre exemplificare, există un sistem ce echipează modelele Toyota Lexus GS300, un model relativ vechi de automobil, ce realizează în mod automat controlul stabilității pe traiectorie , chiar și în condiții de manevrare bruscă a direcției , pentru ocolirea unui obstacol sau frânarea de urgență .

Figura …. conturează diagrama blocurilor de control (a) și configurația sistemului de asigurare a stabilității (b). Unghiul de rotație al volanului , apăsarea pe pedala de frână 2 și poziția de accelerație sunt mărimile de intrare în blocul de comandă ECU (Electronic Control Uit) dinspre conducător . Viteza unghiulară a fiecărei roți , momentul de răsucire și accelerațiile laterale și transversale , reprezintă intrări în ECU dinspre vehicul.

Unitatea centrală procesează datele și modifică puterea motorului , unghiul de bracj al roților , mai ales a punții spate, și presiunea din sistemul de frânare pentru a preveni pierderea stabilității vehiculului. Prin comenzile date de ECU se micșorează viteza vehiculului , se controlează alunecarea longitudinală și transversală a pneurilor pe cale , se comandă blocarea diferențialului spate și se indexează poziția roților directoare ale punții spate în linie dreaptă.

Fig …. Sistemul de control al stabilității

Sistemele de control inteligente ale frânării ABS (Anti Blocage System)

Rolul deosebit pe care sistemul de frânare îl deține în cadrul automobilului analizat din prisma siguranței deplasării, este extrem de important . Creșterea continuă a calităților dinamice ale automobilelor și a traficului rutier au concentrat eforturile specialiștilor pentru evoluția sistemului de frânare prin repartizarea forțelor de frânare proporțional cu sarcina statică și dinamică pe punți , fiabilitatea în funcționare a fost ridicată , prin introducerea unor noi materiale cu calități funcționale superioare , siguranța a fost îmbunătățită prin mărirea numărului de circuite de acționare și de asemenea , s-au îmbunătățit stabilitatea mișcării și manevrarea automobilului în timpul procesului de frânare prin introducerea dispozitivelor de antiblocare cu comandă electronică.

Sistemele antiblocaj de tip ABS sunt dispozitive ce monitorizează forța de frânare astfel încât roata să nu ajungă la patinare . Avantajele acestor sisteme pot fi observate în figura următoare în condițiile unui carosabil glisant ce prevede coeficienți diferiți de aderență în partea dreaptă față de partea stângă , cu și fără sistemul antiblocaj ABS la deplasarea în linie dreaptă și la deplasarea în viraj pe drumurile alunecoase .

Fig… Influența sistemelor ABS

În primul caz (a) , când se frânează , roțile ce rulează pe suprafața cu un coeficient de aderență redus se blochează și partea frontală a vehiculului , părăsește traiectoria impusă de conducătorul auto prin mecanismul de direcție, se rotește spre zona în care aderența este mai mare.

În cazul sistemelor de frânare echipate cu ABS forța de frânare este controlată astfel încât roțile nu se blochează , vehiculul nu se rotește necontrolat și distanța până la oprire se micșorează.

Fig… Unitatea centrală și principiul sistemului ABS

La rularea cu viteze mari în angajarea într-o curbă , pe suprafațe umede sau glisante în momentul frânării de urgență , roțile se blochează și vehiculul își schimbă traiectoria impusă spre interiorul curbei , șasiul executând o mișcare de rotație cu pierderea controlului direcției .

În varianta echipării cu ABS viteza de rotație a roților este ținută sub control strict , păstrându-se neschimbate calitățile de maniabilitate și prevenindu-se rotirea caroseriei . Reglarea procesului de antiblocare se realizează deci în funcție de decelerația și accelerația roții și în funcție de patinarea relativă la sol a acesteia . Regimurile de funcționare sunt dirijate cu o unitate centrală electronică în care la intrare întâlnim semnale provenite de la senzorii dispuși pe roțile autotransportului , smnalul ON/OFF provenit de la întrerupătorul lămpilor STOP (la pedala de frână) și nivelul de tensiune din circuitul de alimentare . Semnalele 1 trec prin blocul de triggerare și filtrare 4 , și blocul de întreruperi și ceas 5 al sistemului informatic și sunt procesate de microprocesorul 7. Tot la înaintarea microprocesorului ajung semnalele de acționare a pedalei de frână 2 și tensiunea de alimentare 3 , filtrată și reglată de blocul 6. Ieșirile din unittea centrală sunt comenzile către blocul central de comandă hiraulică ( pentru mnitorizarea fiecărei roți independent) 11 , amplificate în blocul 8 – la nivelul de comandă pentru electrosupapele hidraulice , și ieșirile de avertizare 10- avertizare angajare sistem ABS, avertizare avarie ABS, dignoză semnale ce vin de la microprocesor și sunt trecute prin blocul de amplificare 9.

Principalele condiții impuse acestor sisteme sunt :

să asigure , în timp procesului de frânare stabilitatea și manevrabilitatea automobilului , atât pe drum drept cât și în curbă ;

creșterea momentului de girație (rotire) să fie lentă astfel încât să poată fi compensată prin manevre din volan ;

reglarea forțe de frânare să fie sensibilă la influența mărimii momentelor reduse la histerezisul frânelor

să nu provoace vibrații în punți , suspensie etc

Fig… Schema bloc a sistemului de frânare cu ABS cu un canal

Dispozitivele antiblocare ABS al roților automobilului se compune din: traductoare pentru viteza unghiulară a roților , unitatea centrală electronică și centrala hidraulică de comandă. Din sistemul ABS mai face parte bineînțeles, circuitul de frânare propriuzis .

În figura imediat anterioară se reprezintă schema bloc a sistemului de frânare ABS , cu un singur canal de reglare ( circuitul hidraulic considerat pentru o singură roată).

Apăsând pedala de frână , lichidul de frână este impins de servomecanism și pompa centrală PC , prin supapa electromagnetică SI , spre cilindrul receptor al frânei CR . Când blocarea roții este iminentă, supapa SI se închide , iar supapa SE , ambele comandate de blocul electronic , se deschide. Ca urmare , o parte din lichidul de frână iese din cilindrul receptor CR și presiunea scade , permițând accelerarea roții, după care ciclul se repetă după o anumită lege de reglaj. Lichidul eliminat prin supapa SE este recirculat cu o pompă cu plunger acționată electric de un motor.

Fig…Variația coeficientului de aderență cu alunecarea

Fig… Montarea traductorului de turație al roții la ABS, ASR

Fig… Variante constructive de asistare a frânării cu ajutorul sistemelor antiblocaj ABS

Elementul 1, senzorul, care detectează descreșterea rapidă a turației roților , sau a unui organ al transmisiei acestora 2, în cazul frânării ABS sau acelerării ASR poate fi dispus în una din variantele constructive .

Variația coeficientului de aderență este în funcție de alunecarea roții. DUpă cum rezultă , coeficientul de aderență are o valoare maximă pentru alunecare cuprinsă între 17-25%. Dacă roata se blochează și patinează , pentru alunecare de 100%, coeficientul de aderență se reduce față de valoarea maximă cu 25-30%. Utilizând sistemul ABS momentul de frânare aplicat roții nu va depăși o valoare optimă foarte apropiată de momentul de frânare admis de aderența dintre pneu și cale.

Experiențele au arătat faptul că în zona aderențelor obișnuite (0.4…0.8) folosirea mecanismelor contra blocării roților nu are un impact spectaculos asupra eficienței frânării. Înschimb în zona aderențelor reduse ( ) utilizarea acestor mecanisme este recomandată , efectul asupra creșterii capacității de frânare și stabilității fiind considerabil. De asemenea , s-a demonstrat că pentru îmbunătățirea calității reglajului forței de frânare , mai ales în situații extreme, se includ praguri atât pentru accelerația unghiulară a roții cât și pentru decelerația liniară a automobilului .

Automobilele se echipează de regulă cu 2, 3 sau chiar 4 canale de reglaj , pentru fiecare roată, sau punte, .

Se adoptă varianta constructivă optimă în raport cu indicii calitate, eficiență / cost sau tipul automobilului. Automobilele cu un gabarit depășit , grele, trebuiesc echipate cu sisteme care să ofere un grad sporit de eficacitate .

Varianta 1 cu 4 canale și 4 captoare și circuitul de reglare punte față-punte spate

Varianta 2 cu 4 canale și 4 captoare și reglare diagonală

Varianta 3 cu 3 canale , 3 captoare de turație (2 pe puntea spate și unul pe una din cele două roți ale punții spate , și reglaj separat punte față-punte spate.

Varianta 4 cu 2 canale și 3 captoare asemănătoare cu vrianta 3 doar că senzorul al treilea este montat pe diferențialul punții spate

Varianta 5 cu 2 canale și 2 captoare , dispuse la roți în diagonală și reglaj independent punte spate-punte față.

Varianta 6 cu 2 canale 2 captoare dar reglaj diagonal

Varianta 7 cu un canal de reglaj asupra punții față , și un captor dispus pe diferențialul punții spate.

Sistemele de frânare cu un singur canal de reglaj nu pot garanta o ținută de drum care să justifice costurile costurile de implementare ale unui astfel de reglaj pe automobil.

Sistemele de frânare cu două canale utilizează informațiile provenite de la roțile față , ce au în momentul frânării cel mai mare coeficient de aderență. Performanțele sunt mai modeste decât în variantele cu 3 și 4 canale de reglaj dar mai bune decât în lips sistemului ABS.

Analiza sistemului de reglaj cu 3 canale se poate face și pe baza figurii următoare:

Fig….Sistemul ABS cu 3 canale

Cele două supape electromagnetice SE și SI din varianta cu un singur canal de reglaj de tip 2/2 sunt înlocuite cu o supapă electromagnetică 3/3 (3 căi –presiune /rezervor/frână/CR; 3 poziții : neutră-respectiv creșterea presiunii/menține presiunea/scade presiunea)

Fig….Sisteme de frânare cu ABS

Sursă: Untaru M., Seitz N., Pereș Gh

Sistemul din figura … a, se caracterizează prin ceea că în circuitul frânei s-a introdus un sertar de reducere a presiunii în locul pompei hidraulice de recirculare M. Plungerul 1 este menținut în poziție normală de o presiune exterioară p realizată de electrocompresorul 5. În cazul în care această presiune lipsește , arcul 4 (prin intermediul pistonului 3) preia rolul presiunii p0, menținând supapa 2 deschisă . Dacă blocarea roții trebuie evitată , supapa SI se închide , SE se deschide și ca urmare , supapa 2 se închide , iar plungerul 1 coborând permite scăderea presiunii în cilindrul receptor.

Presiunea P0 poate fi utilizată și pentru amplificarea forței de frânare cu servomecanismul S.

În figura anterioară b , se realizează o construcție mai simplă dar care necesită un amplificator e frânare ABS de regulă tot hidraulic.

Tendința actuală în construcția sistemelor de frânare cu ABS pentru autoturisme se manifestă prin unificarea într-o construcție compactă a servomecanismului de frânare , a pompei centrale și a hidrogenatului cuprinzând blocul de supape . În acest fel există numai racordurile dintre cilindrii receptori și ansamblul integrat. În momentul de față se utilizează sistemul de frânare față – spate cu 3 canale sua diagonal cu 4 canale.

La sistemul cu trei canale se reglează individual presiunile roții punții din față și comun cele ale punții spate.

La sistemul cu patru canale , frânele roților dein spate aparțin a două circuite diferite dar sunt comandate simultan. La sistemele cu trei canale cuplul de rotație ce apare la frânarea severă pe drumuri cu aderență redusă , sau pe șosele cu aderență inegală dreapta-stânga , poate determina pierderea direcției și stabilității , urmare apariției unui moment de inerție important raportat la axa verticală.

Varianta de reglaj cu 4 canale asigur[ cele mai bune performanțe pentru sistemul de frânare dar în condițiile unui preț de cost mai mare.

Față de variantele anterioare, varianta de reglaj cu 4 canale și repartiție în diagonală a circuitelor de frânare asigură o mai buna stabilitate a direcției la frânare , dar sistemul se complică în această variantă cu încă două electrovalve ce trebuie să piloteze puntea spate.

La fel ca și la sistemul de direcție, instalația de frânare asistată electronic are posibilități interne de autodiagnoză și poate să-și înceteze funcționarea în caz de avarie. Unele unități electronice sunt dublate ca funcțiuni (la variantele cu 4 canale de reglaj) și microprocesorul de rezervă preia automat coordonarea sistemului la apariția unui cod de eroare.

Firma Bosch propune , alături de varianta ABS clasică și sistemul EHB. Avest sistem utilizează in premieră un senzor echipat pe pedala de frână care comunică efortul la pedală unei unități electronice de control ; informația este transmisă unui modulator de presiune ce monitorizează presiunea de frânare a fiecărei roți.

Sistemul EHB, deși un sistem considerat ”demodat” are numeroase avantaje: greutate redusă, coducte mai scurte, confort suplimentar (prin reducerea forței de apasare la pedală), timp de reacție redus și implicit o reducere considerabilă a distenței de frânare. În afară de sistemul EHB Bosch a dezvoltat si sistemul EMB , un sistem electromecanic , ce nu utilizează filozofia de frânare tradițională prin crearea unei presiuni centrale și transferul forței hidraulice către roți.

În EMB frânarea este creată de motoare electrice ușoare și compacte plasate chiar pe roată , iar energia necesară este furnizată de o unitate electrică independentă .

Fig… Sisteme de frânare cu ABS Bosch

Sursă: Auto motor și Sport

Sisteme de semnalizare a scăderii presiunii aerului din peuri

Potrivit noilor reglementări aparute in legislația privind siguranța pe drumurile publice, toți producătorii sunt obligați să implementeze sisteme de monitorizare TPMS (Tyre Pressure Measuring System) , independente pe fiecare roată a autovehiculului pentru toate modelele scoase dupa anul 2015, sau să adapteze un sistem de măsurare a presiunii din pneuri cu ajutorul senzorilor si unității de calcul ABS.

Pentru a evita pierderea direcției , olipsă a frânării sau uzura excesivă a unui pneu ce a pierdut parțial sau total presiunea de aer au fost realizate dispozitive controlate electronic care monitorizează valorile presiunii de aer în pneurile ce se află în contact cu calea de rulare. Fără a realiza autoumflarea din mers , ca la unele autovehicule speciale , aceste unităi centrale ridică performanțele globale ale sistemului informatic prin atenționarea conducătorului auto asupra posibilității apariției unei pierderi de presiune în sistemul de rulare. Firma Mercedes a fost uul din promotorii acestei opțiuni .

În figura următoare se prezintă schema de principiu a unui astfel de sistem .

Fig…Controlul electronic al presiunii de aer din pneuri în rulaj

Pe fiecare roată se montează un contact 3 compensat termic, legat in serie cu o bobină 4 cu inductivitate L. Aceaste componente miniaturizate sunt introduse în ansamblul căpăcelului ventil al camerei de aer (sau anvelopei pentru vriantele ”Tubeless”) . Comunicarea cu dispozitivul montat pe șasiul automobilului se realizează electromagnetic , prin intermediul unei antene circulare , prinse mecanic pe interiorul jenții automobilului și electric la capetele bobinei 4 de inductanță L.

Montajul de pe punte este constituit din înfășurarea emițătorului 1 și receptorului 2 , alimentate de un oscilator . Semnalul receptorului 2 este amplificat și prelucrat de microprocesorul 5 care avertizează conducătorul auto prin afișarea pe un display 6 asupra scăderii de presiune dintr-un pneu sub valoarea admisă.

SISTEMUL IMPLEMENTAT DE VOLVO INTELIGENT/DYNAMIC STEERING

Constructorul suedez de camioane este ne-a obisnuit de-a lungul anilor cu invoatiile sale in materie de sisteme care sa faca din condusul unui camion o sarcina cat mai usoara si relaxanta. Pe langa lansarea noului model FH, care este in sine o realizare remarcabila, Volvo Trucks aduce un nou sistem de directie care imbina tehnologia hidraulica cu cea electrica.

Un motor electric cu comanda electronica, atasat pe arborele de directie reprezinta marea inovatie tehnologica a sistemului Volvo Dynamic Steering. Motorul electric, care functioneaza impreuna cu directia hidraulica a autocamionului, prezinta un cuplu maxim de 25 Nm si este reglat de mii de ori pe secunda de catre unitatea electronica de comanda.

Rolul motorului electric este sa sa asigure senzatia de precizie in manevrarea directiei in orice moment al utilizarii. Senzorii sistemului regleaza directia in asa fel incat daca soferul doreste sa ruleze in linie dreapta, suprafata drumului nu va influenta in niciun fel directia. O functie utila, daca ne gandim la drumurile din Romania. In acelasi timp, sistemul permite o manevrare extrem de usoara la viteze reduse, functie utila, mai ales pentru autocamioanele destinate mediului constructiilor, care lucreaza pe teren accidentat.

Un alt aspect de care suedezii au fost preocupati in dezvoltarea sistemului de directie a fost starea de sanatate a soferilor. Autoritatea pentru Mediul de Lucru din Suedia arata ca soferii de autocamion au o pondere mare in cadrul statisticilor privind bolile profesionale. Astfel, aproximativ 4 din 10 soferi acuza saptamanal dureri de spate, gat, umeri si brate.

„Aceasta tehnologie brevetata prezinta avantaje pentru soferul de autocamion in toate conditiile de utilizare. Pe autostrada, sistemul de directie dinamica ofera o stabilitate imbatabila a directiei. La viteza redusa, chiar si un autocamion foarte incarcat este atat de usor de virat, incat puteti face acest lucru cu un singur deget", afirma Claes Nilsson, Presedintele Volvo Trucks.

Functiile sistemului Dynamic Steering:

·         La viteza redusa, motorul electric preia efortul pe care trebuie sa-l depuna soferul, in timp ce acesta se poate relaxa si poate vira autocamionul fara a-si obosi umerii si bratele. Un alt avantaj consta in faptul ca sistemul Volvo Dynamic Steering revine automat in pozitia centrala si in marsarier.

·         Denivelarile de pe suprafata drumului, cum ar fi fisurile si gropile, sunt amortizate de sistem. Acest lucru inseamna ca directia confera o senzatie de stabilitate superioara, deoarece soferul nu trebuie sa compenseze prin mici ajustari permanente ale volanului.

·         Pe autostrada, aceasta comanda precisa determina o stabilitate sporita a directiei, ceea ce asigura, de asemenea, o experienta mai relaxanta pentru sofer, cu un control maxim la orice viteza. Sistemul de directie dinamica elimina practic toate acele miscari mici ale volanului, ce nu pot fi evitate pe soselele din ziua de astazi.

·         O suprafata foarte inclinata a soselei sau un vant lateral sunt detectate rapid de catre sistemul de autoinvatare, care le compenseaza in mod automat, astfel incat soferul sa poata mentine directia in linie dreapta fara a fi nevoie sa traga de volan pentru a contracara eventualele deplasari laterale. O imbunatatire considerabila a sigurantei pe sosea si a confortului soferului.

STADIUL ACTUAL AL SISTEMELOR MECATRONICE

CU INFLUENȚĂ ASUPRA DINAMICITĂȚII AUTOTURISMELOR

Controlul electronic al servodirecției

Pentru îmbunătățirea siguranței în timpul conducerii automobilului un rol important îl deține sistemul de control al direcției. Acesta reprezintă unul din principalele sisteme ale automobilului cu influențe majore asupra siguranței circulației, mai ales în condițiile creșterii continue a vitezelor de deplasare.

La viteze sub 20 km/h, pentru manevrare, în regim de parcare, efectul servodirecției este maxim iar efortul la volan nu depășește 15 N. Între 20 km/h și 120 km/h efortul de rotire a volanului crește uniform, de la 15 la 32 N, astfel încât la viteze de peste 120 km/h să depășească cu puțin valoarea efortului la volan necesar în cazul soluției constructive clasice, fără asistare.

Direcția integrală asistată electronic

Problema geometriei virajului se pune pentru variantele clasice de automobile numai în raport cu puntea față. Experiența a demonstrat că o abordare precisă a virajului la viteze mari poate fi realizată doar cu aportul tuturor roților pentru ca autovehiculul să se înscrie pe traiectorie dorită.

Testele efectuate relevă că în afara creșterii capacității de manevrare (reducerea razei de virare) la aceste automobile se reduc rezistențele la înaintarea și puterea consumată la virare (în cazul tracțiunii integrale), deoarece lipsește circulația puterilor parazite.

Viteza unghiulară a roților, girația și accelerația longitudinală respectiv transversală, reprezintă intrări ECU ca variabile de stare ale autovehiculului.

Unitatea centrală electronică ECU procesează datele și modifică puterea motorului, unghiul de bracare al roților (în special la puntea spate) și presiunea lichidului din sistemul de frânare în scopul asigurării stabilității autovehiculului.

Comenzile date de ECU reduc viteza autovehiculului, controlează alunecarea longitudinală și transversală a pneurilor pe calea de rulare, blochează diferențialul spate și mecanismul de comandă a roților directoare ale punții spate în poziția de mers rectilinie.

Fig… Sistemul de control al stabilității

1.2.1 Sistemul antiblocare (ABS)

Pentru stabilitatea rulării și manevrabilitatea bună a unui autovehicul este important ca viteza periferică a roților să corespundă aproximativ vitezei de mișcare a autovehiculului. Numai astfel se pot executa în siguranță manevrare asupra volanului în timpul frânării sau în timpul demarajului.

Stabilitatea și manevrabilitatea nu mai sunt asigurate în cazul roților blocate sau care patinează. Sistemele de reglare dinamice ale rulării vin în sprijinul conducătorului auto prin intervenții corespunzătoare la frânare (ABS) respectiv la demaraj (ASR). Sistemele electronice moderne pentru control reacționează în aceste situații mai rapid și mai eficient decât operatorul uman (conducătorul auto.

1.4 Controlul dinamic al stabilității DSC

Aceste sisteme au în componență supape electromagnetice 2/2 cu două poziții și două căi. În cele ce urmează va fi descris sistemul de control dinamic al stabilității de la Teves.

Elementele componente principale ale sistemului de control dinamic al stabilității DSC sunt dispozitivul de comandă și unitatea hidraulică. În cadrul sistemului acestea sunt montate într-o singură unitate compactă, însă există și construcții separate.

Dispozitivul de comandă primește mărimile de intrare, necesare controlului stabilității autovehiculului, de la senzorii de turație ai roților, senzorul de girație, traductorul de accelerație transversală, senzorul de rotire a volanului iar printr-o magistrală de date informații privind funcționarea motorului.

Starea de avarie DSC este semnalizată prin funcționarea continuă a ledului de avertizare, led ce va lumina continuu și atunci când sistemul este deconectat voluntar de către conducătorul auto cu ajutorul tastei de la bord. Dacă sistemul funcționează corect, la pornirea motorului și implicit inițierea autodiagnozei întregului sistem de management electronic, ledul de avertizare funcționează timp de două secunde după care se stinge.

1.6 Conceptul de sistem informatic IT

Se poate spune că știința tehnică și tehnologiile actuale nu mai pot fi stăpânite fără utilizarea calculatoarelor. Dacă la apariția calculatoarelor se avea în vedere utilizarea lor ca instrumente pentru rezolvarea unor probleme de matematică complexe, astăzi tot mai mult sunt implicate pentru a reacționa la unele schimbări petrecute în lumea înconjurătoare astfel încât aceasta să devină tot mai agreabilă omului. În general, un sistem este o colecție de componente sau subsisteme lucrând în paralel, fiecare având o anumită funcționalitate destinată să realizeze un obiectiv. Componentele interacționează între ele prin schimbul de informații, care pot fi de structuri foarte diferite, și utilizează în comun unele resurse.

Dacă ansamblul de fluxuri și circuite informaționale sunt organizate într-o concepție unitară, se obține un sistem informațional. Atunci când metodele, procedurile și mijloacele utilizate pentru colectarea, memorarea, prelucrarea sau transmiterea datelor preponderent efectuate, fără controlul direct al operatorului uman, se obține un sistem informatic.

Toate sistemele interacționează cu mediul în care se află, incluzând și operatorii sau utilizatorii umani. Mediul, în această situație, este compus dintr-o parte activă și una pasivă.

Partea activă a mediului cuprinde operatori care intervin în funcționarea sistemului, sau, componente ale unor instalații externe sistemului informatic, care solicită calculatorului să efectueze anumite activități.

Partea pasivă a mediului cuprinde utilizatori care sunt interesați de serviciile oferite de calculator, și dispozitivele instalațiilor, care informează, la cerere, calculatorul despre starea acestuia.

Calculatorul este conectat la mediu cu ajutorul unor interfețe. Interfețele sunt active dacă pot intervenii în operațiile curente ale calculatorului, sau sunt pasive în caz contrar. Interfețele active conțin canale numerice sau analogice care sunt citite de calculator la solicitarea acestuia.

Domeniile aplicațiilor de timp-real se înscrie în această structură.

Fig. 1.22 Sistemul tehnic informatic

1.6.5 Siguranța și toleranța la defecte a sistemelor de timp-real

Toleranța la defecte este legată de sistemele critice sigure și de sistemele de încredere. Asigurarea cerințelor de timp-real este condiționată de implementarea aplicației pe un sistem sigur din punct de vedere al resurselor hardware și software folosite. La rândul ei, aplicația trebuie să fie de încredere, în special în cazul unui sistem de timp real hard, referitor la respectarea cerințelor temporale.

Toleranța la defecte se obține prin respectarea unui set de măsuri aplicate în etapele de specificare, proiectare, implementare.

Proiectarea sistemelor critice, implică pe lângă respectarea cerințelor funcționale și cerințe de siguranță. Cerințele funcționale se referă la acțiunile pe care trebuie să le efectueze sistemul, presupunând că există, asigurat, un surplus de timp pentru efectuarea lor. Cerințele de siguranță se referă la șabloane de comportament ale sistemului, care sunt interzise pe motiv că produc pierderi materiale, defectarea sistemului de timp-real punând în pericol viața oamenilor.

Fiabilitatea cuantifică timpul în care un sistem asigură în mod continuu serviciile ce urmează a fi prestate. Fiabilitatea se aplică numai sistemelor critice la erori, adică acelor sisteme care nu admit manifestarea unor defecte.

Disponibilitatea determină probabilitatea ca sistemul să finalizeze acțiunea de realizare a obiectivului propus, până la momentul de timp specificat.

Securitatea caracterizează probabilitatea unui sistem de a fi accesat neautorizat în scopul extragerii sau citirii informațiilor și/sau modificării lor.

Măsurile adoptate pentru îmbunătățirea siguranței și, respectiv, a fiabilității sunt identice în mare parte.

Cerințele pentru siguranță sunt:

Identificarea consecințelor hazardului;

Exprimarea efectului siguranței în termeni de comportament nedorit al sistemului;

Stabilirea unei perioade de observare a respectării condițiilor impuse siguranței.

Cerințele de încredere se refera la:

Considerațiile de fiabilitate care impun ca defectele să nu se manifeste;

Considerațiile de disponibilitate care impun ca defectele să fie tolerate în anumite limite precizate;

Aspectele de securitate a sistemului.

Defectarea unui element al sistemului poate induce sistemul într-o stare de avarie. Prin urmare, starea de avarie este o situație în care ajunge un sistem din cauza unei erori concretizate într-un defect. Erorile constituie informații incorecte care sunt vehiculate în sistem.

Erorile se împart în funcție de:

o Natură: intenționate sau întâmplătoare

o Cauză: fizice sau de proiectare;

o Limite: interne sau externe;

o Origine: de dezvoltare sau de operare;

o Persistență: temporare sau permanente.

Defectele se împart după:

Natură: valorice sau temporale;

Percepere: consistente sau inconsistente;

Efect: benigne sau maligne;

Frecvență: singulare sau multiple.

Avariile pot fi:

– Interne sau externe;

– Intermitente sau persistente;

– Tranzitorii permanente.

Utilizând noțiunea de traseologie a evenimentelor cunoscută sub numele de istorie locală defectele pot fi de:

omisiune, dacă istoria locală este capabilă a satisface specificațiile în cazul în care s-ar introduce un eveniment nedorit;

timp, dacă istoria locală este satisfăcută din punctul de vedere al ordinii evenimentelor, dar nu sunt respectate cerințele temporale;

ceas, dacă istoria locală îndeplinește specificațiile după schimbarea ordinii a două sau mai multor evenimente;

cădere, dacă sunt omise toate ieșirile sistemului cerute de specificații începând de la un anumit moment.

Sistemele tolerante la defecte au drept scop detectarea, izolarea și remedierea erorilor înainte ca acestea să fie identificate ca defecte ale sistemului. Soluția proiectării sistemelor tolerante la defecte o constituie redundanța.