Dinamica Autovehiculelor Prof. Tabacu I. (1) [607467]

Stefan
TABACU Ion
TABACU Tiberiu
MACARIE Elena
NEAGU

DINAMICA AUTOVEHICULELOR

Îndrumar de proiectare

Editura Universit ății din Pite ști
2004

Lucrarea a primit acceptul de publicare al Catedrei Automobile din cadrul
Facultății de Mecanic ă și Tehnologie cu ocazia ședinței desfășurate în data de
21.04.2004

CUVÂNT ÎNAINTE

Industria constructoare de autovehicule constitue unul dintre reperele
reprezentative ale economiilor tuturor țărilor dezvoltate. Pentru a produce mijloace
de transport auto cu performante remarcabile, care s ă satisfac ă exigentele
competiției mondiale, definirea categoriilor de performan ță și a valorilor de
performan ță, sunt impuse de destina ția autovehiculului și de interesele comune ale
industriei de automobile, fundamentate pe dorin țele utilizatorului.
Mediul concuren țial, cerin țele legislative și de protec ție a mediului,
gusturile clien ților, au impus scurtarea în ultimii 20 de ani a timpului alocat pentru
dezvoltarea unui nou model de automobil de la circa 70 de luni la circa 30 luni. Pentru a se atinge asemenea performan țe, pe lâng ă suportul oferit de dotarea cu
echipamente și aplicații software, este evident ă și o repozi ționare a personalului
angajat în conceperea unui nou model, ținând cont de mijloacele avute la
dispoziție. Facilit ățile oferite de produsele informatice permit definirea unui num ăr
mare de variante constructive, pentru a se putea alege în final varianta optim ă. În
acest context trebuie sublinat faptul c ă utilizatorul trebuie s ă posede, în afara
cunoștintelor specifice utiliz ării produselor hardare și software, cuno ștințe din
domeniul dinamicii autovehiculului.
Inscriindu-se în acest context, lucrarea INDRUMAR DE PROIECTARE –
DINAMICA AUTOVEHICULEOR RUTIERE , este menit ă să deschida aria de
cunoaștere a unor probleme care se înscriu in sfera de preocupari a inginerului din
domeniul autovehiculelor rutiere.
In concep
ția autorilor prezentului indrumar, utilitatea, gradul de în țelegere
și accesibilitate al unei teme supuse rezolv ării cresc sim țitor dacă se recurge la
analize comparative și aplicații numerice, capabile s ă familiarizeze studen ții cu
folosirea referin țlor la autovehicule similare, cu folosirea unor nomograme,
caracteristici, constante.
Modelele de studiu și relațiile matematice stabilite stau la baza calculelor
de proiectare a autovehiculelor, a metodologiilor de încercare ale acestora, precum
și a organiz ării raționale a utiliz ării acestora. Rela țiile de calcul sunt prezentate
algoritmic, ceea ce u șurează transcrierea lor direct în programe pentru
calculatoare electronice.
Lucrarea este destinat ă, în primul rând, studen ților și absolven ților de la
specializ ărilei Autovehicule Rutiere și Automobile, precum și speciali știlor forma ți
care lucreaz ă în domeniul construc ției și utilizării autovehiculelor.

Indrumarul a fost redactat dupa cum urmeaz ă:
– sef lucr. dr.ing. Ștefan TABACU: capitolele 3, 5, 6, 10 și paragraful
1.1;
– prof.univ.dr. ing. Ion TABACU: capitolele 4, 7, 8 și paragraful 1.3.1;
– prof.univ.dr. Tiberiu-Nicolae MACARIE: capitolul 9;
– conf.univ.dr. ing. Elena NEAGU: capitolele 1 (f ără paragrafele 1.1 și
1.3.1) și 2.

Ne face pl ăcere să precizăm că în redactarea lucr ării s-au utilizat
rezultatele unor cercet ări teoretice și experimentale ale membrilor Catedrei de
Automobile a Universit ății din Pite ști, rezultate ob ținute în activitatea de cercetare
științifică și făcute publice în cadrul a numeroase manifest ări științifice naționale
sau interna ționale.
Autorii exprim ă mulțumiri tuturor celor care au acordat ajutor în realizarea
lucrării în forma actual ă.

Autorii

CUPRINSUL

Cuvânt înainte
Repere biografice
1. STUDIUL SOLU
ȚIILOR SIMILARE ȘI AL TENDIN ȚELOR DE
DEZVOLTAR …………………………………………..…………………………. 3
1.1. Studiul solu ții similare ……………………………………………………… 3
1.2. Tendin țe de dezvoltare ……………………………………………………. 11
1.2.1. Tendin țe de dezvoltare a autoturismelor…………………………. 11
1.2.2. Tendin țe de dezvoltare a autobuzelor……………………………. 15
1.2.3. Tendin țe de dezvoltare a autocamioanelor………………………. 16
1.3 Organizarea transmisiei autovehiculelor…………………………………. 18
1.3.1. Organizarea general ă a autoturismelorr…………………………. 18
1.3.2. Organizarea transmisiei autobuzelor……………………………… 23
1.3.3. Organizarea transmisiei autocamioanelor………………………… 23
1.4. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor………………………………… 24
2. PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELOR …………………. 26
2.1. Solu ția de organizare general ă, organizarea transmisiei, a sistemelo r
și amenajarea interioar ă…………………………………………………… 26
2.2. Dimensiuni principale și ale capacit ății de trecere………………………. 26
2.3. Masa autovehiculului………………………………………………………. 27
2.3.1. Masa util ă…………………………………………………………….. 27
2.3.2. Masa proprie…………………………………………………………. 29
2.4. Centrul de mas ă și coordonatele centrului de greutate…………………. 31
2.5. Alegerea pneurilor…………………………………………………………… 33
3. DEFINIREA CONDI ȚIILOR DE AUTOPROPULSARE………………………. 38
3.1. Rezisten ța la rulare…………………………………………………………. 39
3.1.1. Generarea rezisten ței la rulare…………………………………….. 39
3.1.2. Factori de influen ță asupra rezisten ței la rulare………………….. 40
3.1.3. Calculul rezisten ței la rulare………………………………………… 40
3.2. Rezisten ța aerului…………………………………………………………… 45
3.2.1. No țiuni de aerodinamica autovehiculului…………………………. 45
3.2.2. Influen ța formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale…….. 46
3.2.3. Calculul rezisten ței aerului…………………………………………. 49
3.3. Rezisten ța la pant ă…………………………………………………………. 49
3.4. Rezisten ța la demarare…………………………………………………….. 50
3.5. Exemplu de calcul………………………………………………………….. 52
3.6. Ecua ția general ă de mișcare rectilinie a automobilului………………… 56
4. REACȚIUNILE NORMALE ALE C ĂII DE RULARE ASUPRA RO ȚILOR
AUTOVEHICULELOR……………………………………………………………. 59
4.1. Rela ții de calcul……………………………………………………………… 59
4.2. Calculul reac țiunilor normale în regimul demar ării la limita de
aderență……………………………………………………………………… 60
4.2.1. Autovehicule cu o singur ă punte motoare (4×2)…………………. 60
4.2.2. Autovehicule cu ambele pun ți motoare (4×4)……………………. 62

Cuprinsul
8
4.2.3. Calculul reac țiunilor normale în regimul frân ării…………………. 63
5 CALCUL DE TRAC ȚIUNE………………………………………………………. 64
5.1. Alegerea randamentului transmisiei……………………………………… 64 5.2. Motoare pentru automobile………………………………………………… 65
5.2.1. Motorul – sursa de energie pentru autopropulsare……………… 65
5.2.2. Evaluarea analitic ă a caracteristicii exterioare…………………… 66
5.2.3. Calcul caracteristicii exterioare necesare………………………… 71
5.3. Determinarea m ărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei……… 73
5.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al
transmisiei…………………………………………………………… 74
5.3.2. Limitarea de c ătre aderen
ță a valorii maxime a raportului de
transmitere…………………………………………………………… 76
5.3.3. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al
transmisiei……………………………………………………………. 80
5.3.4. Determinarea num ărului de trepte pentru cutia de viteze și a
mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei………………. 80
5.3.5. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei
necesare realiz ării performan țelor de viteze în zone de tura ție
ale motorului caracterizate de func ționare economicoas ă……… 81
5.4. Exemplu de calcul …………………………………………………………. 82
6 STUDIUL ȘI DETERMINAREA PERFORMAN ȚELOR DINAMICE DE
TRECERE ȘI DEMARARE ALE AUTOVEHICULELOR…………………….. 87
6.1. Performan țele dinamice 87
6.1.1. Caracteristica de trac țiune 87
6.1.2. Caracteristica puterilor 90
6.1.3. Caracteristica dinamic ă 93
6.1.4. Influen ța valorilor raportelor de transmitere asupra
performan țelor dinamice ale autoturismelor. 98
6.2. Performan țele de demarare 101
6.2.1. Accelera ția automobilului. Caracteristica ac 101
6.2.2. Caracteristicile de demarare 102
6.2.3. Aprecierea capacit ății de demarare a autovehiculelor 107
6.3. Exemplu de calcul 108
6.3.1. Caracteristica factorului dinamic 108
6.3.2. Limitarea de c ătre aderen ță a factorului dinamic 109
6.3.3. Determinarea parametrilor capacit ății de demarare ai
autovehiculului. 110
7 PERFORMAN ȚELE DE FRANARE ALE AUTOVEHICULELOR 115
7.1. Parametrii capacit ătii de frânare. 116
7.1.1. Parametrii capacit ătii de frânare. 116
7.1.2. Determinarea spa țiului de frânare 117
7.1.3. Determinarea timpului de frânare 117
7.2. Repartizarea for țelor de frânare între pun țile autovehiculului. 118
7.3. Valorificarea rezultatelor 119
7.4. Exemplu de calcul 122
8 PERFORMAN ȚELE CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL 124
8.1. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce
urmează a fi echipat cu un motor la care sunt cunoscute
caracteristicile consumului de combustibil 126

Cuprinsul
9
8.2. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce
urmează a fi echipat cu un motor la care nu sunt cunoscute
caracteristicile consumului de combustibil. 131
8.2.1. Determinarea lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE 133
8.2.2. Determinarea lucrului mecanic necesar deplas ării cu viteze
constante 135
8.3. Exemplu de calcul 136
9 STABILITATEA ȘI MANIABILITATEA AUTOVEHICULULUI 138
9.1. Stabilitatea autovehiculului 138
9.1.1. Stabilitatea longitudinal ă a autovehiculului 139
9.1.2. Stabilitatea transversal ă la mersul în viraj 141
9.1.3. Stabilitatea la frânarea pe drum orizontal la mesul rectiliniu 145
9.2 Maniabilitatea autovehiculelor 148
9.2.1. Maniabilitatea în viraj 148
10 PROBLEME 152
ANEXE 156
BIBLIOGRAFIE …..……………………………………………..………………… 200

1

STUDIUL SOLU ȚIILOR SIMILARE ȘI AL TENDIN ȚELOR DE
DEZVOLTARE

1.1. Studiul solu ții similare

Pentru abordarea proiect ării unui nou tip de autovehicul, ținând seama de
datele impuse prin temă , care precizeaz ă anumite particularit ăți legate de
destinația și performan țele acestuia, este nevoie, într-o prim ă etapă , să se caute
soluții constructive, deja existent e, având caracteristici asemă nătoare cu cele ale
autovehiculului cerut. Literatura de specia litate cuprinde, pentru fiecare categorie
de autovehicule, informa ții legate de organizarea general ă, de modul de dispunere
a echipamentului de trac țiune, de parametrii constructivi si de capacitatea de
încărcare, de organizarea transmisiei, tipul sistemelor de direc ție, frânare,
suspensie, etc.
Analizând toate aceste informa ții și având în vedere tendin țele de dezvoltare
pentru fiecare categorie de autovehicu l, se pot stabili printr-o metod ă de studiu
comparativ ă, ca punct de plecare de la datele ini țiale din tema de proiectare,
caracteristici constructive și de utilizare necesare calculului de predimensionare,
cum ar fi: organizarea general ă, amenajarea interioar ă, dimensiunile geometrice,
greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe pun ți, alegerea pneurilor, etc.
Pentru exemplificare, în tabelul 1.1. se prezint ă, pentru segmentul
autoturismelor cu 5 locuri si vitez ă maximă Vmax=185 km/h, principalii parametrii
constructivi și ai performan țelor pentru un num ăr de 15 autoturisme.
În privin ța dimensiunilor principale, în figurile 1.1….1.5 se prezint ă, pentru
fiecare dimensiune, denumit ă criteriu de analiz ă, analize comparative.
Pentru fiecare criteriu s-a determinat câte o valoare medie care, va fi folosită
ca referin ță pentru reprezentarea autovehiculului ce urmeaz ă a fi proiectat. De
reținut că în vederea omogeniz ării segmentului autoturismelor de referin ță î n
analiza comparativ ă efectuat ă se exclud, dupa caz, modelele care dep ășesc in
mod valoare medie a criteriului, dup ă care se reface valoarea medie a criteriului.
Mărimea ampatamentului (fig.1.1) este orientat ă spre valoarea aleas ă ca
medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte (Valoarea medie:
2572 mm).
Lungimea (fig.1.2) se prezint ă de asemenea ca o dimenisiune compactă
datorată asemănării soluțiilor de organizare (Valoarea medie: 4351 mm).
Lățimea (fig.1.3.) (Valoarea medie: 1718 mm).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

4
Înălțimea (figura 1.4) acestor autovehicule este apropiat ă ca valoare pentru
toate modele men ționate datorit ă clasei din care fac parte. (Valoarea medie: 1409
mm).
Ecartamentul (fig.1.5.) (Valoarea medie: 1459 mm).
În continuare, pe baza datelor din tabelul 1.1, în figurile 1.6….1.10, s-a extins
studiul de analiz ă comparativ ă pentru o serie de criterii definite cu ajutorul
performanț elor energetice ale motoarelor, a performan ței dinamice de vitez ă
maximă și ale performan țelor consumului de combustibil.
În figura 1.6. este prezentat ca m ărime de interes raportul
amax
mP dintre puterea
maximă dezvoltat ă de motorul autovehiculului, (P max) și masa autovehiculului, (m a).
Acest parmetru are semnifica ția unui indice de „motorizare”. Valoarea medie a
acestui parametru este de 0,0467 [kW/kg], îmbun ătățirea performanț ei de
motorizare facându-se la cre șterea valorii acestui parametru.
Figura 1.7. prezint ă ca indice de performan ță raportul dintre consumul mediu
de combustibil, ( ) și puterea maxim ă a motorului, (Pl
100Q max), raport notat
maxl
100
PQ.
Acest parametru, care reflect ă cantitatea de combustibil, exprimat ă în litri,
consumat ă pentru producerea unei puteri unitare pe un spa țiu de 100 km scoate în
evidență performanț ele motoarelor utilizate. Fa ță de valoarea medie a
autoturismelor din e șantionul analizat, de 0,1032 litri combustibil pentru producerea
unei puteri de 1 kW în timpul parcurgerii unui spa țiu de 100 km, cre șterea
performanț ei se exprim ă prin reducerea valorii.
O altă mărime folosit ă este prezentat ă în figura 1.8. Raportul
amax
mV, dintre
viteza maxim ă pe care o atinge autovehiculul, (V max), și masa autovehiculului, (m a),
dă indicii asupra performan țelor dinamice de vitez ă maximă ale autoturismelor
similare, ar ătând cu ce vitez ă este propulsat fiecare kilogram din masa
autoturismului. Fa ță de valoarea medie a acestui parametru pentru autoturismele
din eș antionul analizat, de 0,1122, cre șterea performan ței se exprim ă prin
creșterea valorii parametrului.
Un alt parametru de interes, reprezentat în figura 1.9, este raportul dintre
consmul mediu de combustibil [litri/100km] și masa autovehiculului, ml
100Q a [kg].
Acest parametru, cu semnifica ția unui indice de performan ță al construc ției
automobilului evalueaz ă economicitatea func ționarii autovehiculului. Valoarea
medie a acestui parametru, corespunz ătoare eș antionului analizat, este de 0,0048
litri combustibil pentru deplasarea pe un spa țiu de 100 km a fiec ărui kilogram din
masa autovehiculului. Sporirea performan ței consumului de combustibil pentru
transportul masei se ob ține prin reducerea m ărimii acestui parametru.
In figura 1.10. se prezint ă un parametru de analiz ă comparativ ă ce exprimă
influența nivelului de motorizare asupra performan ței dinamice de vitez ă maximă
(Vmax/Pmax). Parametrul reprezint ă un criteriu de perfec țiune al construc ției de
autovehicule prin exprimarea vitezei imprimate de fiecare unitate de putere
dezvoltat ă de motor. Față de valoarea medie a acestui parametru pentru
autoturismele din eș antionul analizat, de 2,4052 cre șterea performan ței se
exprimă prin creșterea valorii parametrului.

Studiul soluț iilor similare și al tendințelor de dezvoltare
5

Tabelul 1.1. Soluțiile similare
Marca si modelul
Cinilndree [cm3]
Putere kW la rot/min
Moment motor Nm la rot/min
Dimensiunea anvelopelor
Ampatament [mm]
Ecartament fata [mm]
Ecartament spate [mm]
Lungime [mm]
Latime [mm]
Inaltime [mm]
Masa proprie [kg]
Masa total ă [kg]
Accelerație 0-100 km/h [s]
Viteza maxim ă [km/h]
Consum mediu L/100 Km
A1 1596 76/6000 134/4500 185/60 R 14 H 2540 1472 1441 4093 1712 1472 1147 1670 11,0 185 8.1
A2 1984 85/5400 168/3200 195/65R 15 V 2687 1520 1524 4797 1783 1430 1355 1905 11,9 182 9.3
A3 1998 77/5000 169/2800 185/65 R 14 H 2620 1426 1423 4615 1718 1388 1108 1630 10,8 185 7.9
A4 1581 76/5750 144/4000 185/60 R 14 H 2540 1439 1441 4020 1750 1420 1050 1615 11,3 184 7.4
A5 1756 74/6000 140/2750 175/65 R 14 T 2540 1435 1415 4354 1695 1445 1168 1690 12,5 188 8.8
A6 1995 85/5600 162/4000 195/60 R 15 H 2660 1496 1488 4520 1760 1435 1218 1750 10,5 190 8.9
A7 1991 86/5500 168/3500 195/65 R 14 H 2610 1519 1519 4544 1773 1310 1188 1710 n.a. 190 8.9
A8 1796 77/5500 153/4000 175/70 R 13 H 2525 1440 1455 4293 1700 1394 1110 1625 10,9 187 7.9
A9 1756 74/6000 142/2500 185/60 R 14 H 2540 1436 1415 4343 1700 1430 1218 1735 12,5 185 7.9
A10 1840 84/6000 157/4000 185/65 R 14 H 2505 1460 1460 4035 1710 1405 1110 1625 9,7 188 8
A11 1598 74/6200 148/3500 195/55 R 15 H 2517 1424 1423 4051 1696 1397 1065 1550 11,5 190 6.9
A12 1598 74/6200 150/3200 185/70 R 14 H 2640 1484 1470 4477 1707 1428 1200 1730 12,5 188 6.7
A13 1762 74/6000 153/3000 185/60 R 14 H 2580 1454 1429 4232 1689 1386 1100 1625 12,2 185 8
A14 1762 79/5600 150/2600 185/65 R 14 H 2580 1465 1445 4530 1695 1410 1125 1600 11,2 190 6.5
A15 1721 75/5600 142/3900 185/65 R 14 T 2503 1416 1426 4354 1686 1387 1055 1580 12,2 185 9.3

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

6
Ampatament [mm]
25402687 26202540 25402660 26102525 2540 2505 25172640 2580 2580 2503 2572
050010001500200025003000
A1
A2
A3
A4A5
A6
A7
A8
A9
A10A11
A12
A13
A14
A15
Valoarea medie[mm]

Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor

Lungime [mm]
409347974615
402043544520 45444293 43434035 40514477423245304354 4351
0100020003000400050006000
A1
A2A3
A4
A5A6A7A8
A9
A10
A11A12A13
A14
A15
Valoarea medie[mm]

Fig.1.2. Lungimea automobilelor

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
7
Latime [mm]
171217831718 175016951760 17731700 1700 1710 1696 1707 1689 1695 1686 1718
0200400600800100012001400160018002000
A1
A2A3
A4
A5
A6
A7
A8
A9
A10
A11
A12
A13
A14
A15
Valoarea medie[mm]

Fig.1.3. Lățimea automobilelor

Inaltime [mm]
1472 1430 1388 1420 1445 1435
13101394 1430 1405 1397 1428 1386 1410 1387 1409
02004006008001000120014001600
A1
A2A3
A4
A5
A6
A7
A8
A9
A10
A11
A12
A13
A14
A15
Valoarea medie[mm]

Fig.1.4. Inălțimea automobilelor

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

8
Ecartament [mm]
147215201426 1439 14351496 15191440 1436 1460 14241484 1454 146514161459
02004006008001000120014001600
A1
A2A3
A4
A5A6A7A8
A9
A10
A11A12A13
A14
A15
Valoarea medie[mm]

Fig.1.5. Ecartamentul automobielelor

Pmax/ma [kW/kg]0.0454
0.0444
0.0474
0.0469
0.0439
0.0483
0.0503
0.0475
0.0428
0.0516
0.0474
0.0425
0.0457
0.0492
0.0475
0.0467
00.010.020.030.040.050.06
A1
A2A3A4A5
A6
A7
A8A9
A10A11
A12
A13A14A15
Valoarea medie[kW/kg]

Fig. 1.6. Raportul dintre puterea maxim ă și masa automobilului

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
9
Q_100/Pmax [l/kW]0.1070
0.1100
0.1023
0.0977
0.1185
0.1053
0.1035
0.1023
0.1064
0.0954
0.0938
0.0911
0.1077
0.0826
0.1240
0.1032
00.020.040.060.080.10.120.14
A1
A2A3A4A5
A6
A7
A8A9
A10A11
A12
A13A14A15
Valoarea medie[l/kW]

Fig.1.7. Raportul dintre consumul meiu de combustibil și puterea maxim ă a motorului

Vmax/ma [km/h/kg]0.1108
0.0955
0.1135
0.1139
0.1112
0.1086
0.1111
0.1151
0.1066
0.1157
0.1226
0.1087
0.1138
0.1188
0.1171
0.1122
00.020.040.060.080.10.120.14
A1
A2A3A4A5
A6
A7
A8A9
A10A11
A12
A13A14A15
Valoarea medie[km/h/kg]

Fig.1.8. Raportul dintre viteza maxim ă și masa automobilului

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

10
Q_100/ma [l/kg]0.0049
0.0049
0.0048
0.0046
0.0052
0.0051
0.0052
0.0049
0.0046
0.0049
0.0045
0.0039
0.0049
0.0041
0.0059
0.0048
00.0010.0020.0030.0040.0050.0060.007
A1
A2A3A4
A5
A6A7A8
A9
A10
A11A12
A13
A14A15
Valoarea medie[l/kg]

Fig.1.9. Raportul dintre consumul mediu și masa automobilului

v_max/Pmax [km/h/kW]2.4427
2.1523
2.3962
2.4295
2.5315
2.2470
2.2085
2.4221
2.4911
2.2428
2.5840
2.5568
2.4911
2.4150
2.4667
2.4052
00.511.522.53
A1
A2A3A4A5A6A7
A8
A9
A10
A11A12A13A14A15
Valoarea medie[km/h/kW]

Fig.1.10. Raportul dintre viteza maxim ă și puterea maxim ă a motorului

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
11
1.2. Tendin țe de dezvoltare

Pentru alegerea sau determinarea parametrilor iniț iali care intervin în calcul
este necesar, pe lâng ă studiul solu țiilor constructive asem ănătoare, deja existente
în lume, s ă se facă și o cercetare a tendin țelor de dezvoltare specifice categoriei
de autovehicule studiate.
Direcțiile de dezvoltare au în vedere s ă sublinieze orientarea general ă în ceea
ce privește modul de organizare a familiei de autovehicule studiate, modul de
dispunere a motorului, organizarea și tipul transmisiei, construc ția sistemelor și a
instalațiilor auxiliare, amenajarea interioar ă, etc.

1.2.1. Tendin țe de dezvoltare a autoturismelor

Autoturismele, definite ca fiind autovehicule destinate transportului de
persoane, având o capacitate de ce l mult opt locuri, au stat și stau în permanen ță
în atenția marelui public, datorit ă implicării lor tot mai intense în via ța cotidiană .
Construc ția autoturismelor, a elementelor componente, se perfec ționează
permanent, urm ărindu-se îmbun ătățirea performanț elor de dinamicitate sau
frânare, a performanț elor de economicitate, de stabilitate și de confort, de
securitate activ ă și pasivă, etc. Domeniile de ac țiune s-au extins asupra tuturor
pãrților componente ale autoturismului ș i se aplic ă cele mai noi și eficiente solu ții
de îmbunãtã țire sau schimbare a acestora.
Astfel, motoarele autoturismelor au beneficiat de o aten ție deosebit ă, eforturile
de sporire a performan țelor lor fiind îndreptate pe multe direcț ii: creșterea
performantelor func ționale și constructive prin gestionarea electronic ă a regimurilor
de funcționare, reducerea consumului de combustibil, m ărirea puterii litrice,
reducerea costurilor de fabrica ție, reducerea emisiilor nocive din gazele de
evacuare, realizarea de motoare cât mai fiabile, cât mai u șoare și cât mai
compacte. Se remarc ă tendințele de aplicare tot mai frecventă a injec ției de
benzină cu comand ă electronic ă, mono sau multipunct, în detrimentul motoarelor
cu carburator, ca și dezvoltarea motoarelor cu aprindere prin comprimare, datorit ă
consumului specific de combus tibil mai redus, în compara ție cu motoarele cu
aprindere prin scânteie. Folosirea moto rului Diesel pe autoturisme a devenit
realistă când tura țiile maxime ale acestuia au dep ășit 4200 – 4400 rot/min,
realizându-se exemplare ce dezvoltă 5000 rot/min. Perfec ționarea acestor motoare
privind reducerea zgomotului, a polu ării, a pornirii u șoare pe timp friguros, a fă cut
progrese remarcabile si le-a asigurat cre șterea ponderii proprii în detrimentul
motoarelor cu aprindere prin scânteie.
O alta preocupare constant ă este aceea a cre ării unor familii de motoare,
pornindu-se de la un monocilindru sau de la un motor de baz ă, de la care, în
funcție de necesitã ți, se realizeaz ă o serie de motoare cu puteri și capacităț i
diferite, având unele pãr ți componente identice, procedeul favorizând folosirea
tipizării în tehnologia de fabrica ție și exploatare a autoturismelor.
Folosirea supraaliment ării prin diferite procedee este tot mai des întâlnitã la
motoarele de autoturisme, aceasta asigurând cre șterea puterii și momentului motor
maxim, cu sc ăderea tura țiilor corespunz ătoare și a consumului de combustibil.
Injecția de benzin ă este mult cercetat ă, perfecționată și aplicată la produc ția de
serie deoarece, completat ă cu comand ă și control electronic, este în m ăsură să
asigure performan țe superioare în ceea ce prive ște reducerea consumului de

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

12
combustibil, reducerea emisiilor poluante și ridicarea gradului de securitate a
conducerii autoturismului.
Aprinderea cu comand ă electronic ă este o variant ă des întâlnit ă cu influen ță
benefică asupra consumului de combustibil, prin declan șarea avansului la
aprindere dup ă legea optim ă.
Sistemele de injec ție electronica Diesel ca și sistemele de injec ție cu benzin ă
evolueaz ă permanent, fiind tot mai r ăspândite, datorit ă controlului electronic al
principalilor parametrii (presiune, debit, cantit atea de combustibil injectat, etc.) care
conduce la cre șterea performan țelor func ționale și economice ale motoarelor
respective.
Reducerea dimensiunilor de gabarit și a consumului de metal constituie și in
continuare o surs ă de cercetare permanent ă, ea fiind realizată prin for țarea
motoarelor, când se dezvolt ă puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si
realizarea cilindreei unitare cu o mas ă cât mai mic ă.
Numeroase sunt și preocup ările legate de ameliorarea formei camerei de
ardere, a tubulaturii de admisie și evacuare, a geometriei de dispunere și acționare
a supapelor, a num ărului, mă rimii și locului lor de amplasare, a func ționării cu
dispozitive de alimentare stratificat ă cu combustibil, a înlocuiri materialelor
metalice cu materiale ceramice, a realiz ării motoarelor adiabatice sau cu raport de
comprimare variabil, etc.
Ultimele realiz ări în domeniul aliment ării, aprinderii și arderii, care permit
reglaje îmbun ătățite de avans ș i dozaj, au condus la cre șterea performan țelor
motoarelor, la reducerea consumului de combustibil și a agenților poluanț i. Se fac
în prezent eforturi considerabile pent ru limitarea emisiei de gaze nocive prin
folosirea unor dispozitive de purific are a gazelor de evacuare sau a unor
catalizatori – purificatori ai acestor gaze.
Transmisia autoturismelor a constituit și constituie obiectul unor continue
cercetări urmărindu-se prin solu țiile constructive propuse, o cât mai bun ă corelare
între momentul motor activ și cel rezistent, reducerea consumului de combustibil,
sporirea siguran ței și confortului de conducere. Se constat ă că pe lâng ă
transmisiile mecanice clasice se folosesc și alte categorii de transmisii, cum sunt
cele automate, cele cu varia ție continu ă a raportului de transmitere, sau, mai nou,
cele electrice.
La transmisiile mecanice ale aut oturismelor sunt tot mai r ăspândite cutiile de
viteze cu cinci sau șase trepte de mers înainte, ultima treapt ă având, de obicei,
raportul de transmitere subunitar, fiind „treapta economic ă”. Aceasta, atunci când
este cuplat ă, conduce la reducerea consumului de combustibil, prin mic șorarea
turației motorului și aducerea acesteia în zona tura ției economice. Apari ția cutiilor
de viteze cu șase trepte de mers înainte asigur ă autoturismelor performanț e de
dinamicitate și economicitate tot mai ridicate. Cutiile de viteze secven țiale
constituie apariț ii recente, care asigur ă optimizări ale procesului de cuplare a
treptelor de viteze, ale construc ției și funcționării acestora. Ele conduc la cre șterea
confortului de conducere și la îmbun ătățirea siguran ței în deplasare.
Transmisia automat ă face progrese mai lente, datorit ă costului ridicat al
fabricației și al consumului de combustibil sporit, în compara ție cu cel al transmisiei
clasice. Totu și se remarc ă introducerea microprocesoarelor de bord, care
gestioneaz ă funcționarea transmisiei automate, ală turi de func ționarea motorului,
a frânelor, a suspensiei, a direc ției, etc. Performan țele atinse de ultimele transmisii
automate cu comanda electronica, având 5 sau 6 trepte de mers înainte, tind s ă

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
13
micșoreze și chiar s ă elimine dezavantajele pe care le au aceste transmisii în
comparaț ie cu transmisiile mecanice, clas ice, neautomate, în ceea ce prive ște
dinamicitatea și consumul de combustibil. Se remarc ă apariția unor regimuri de
deplasare „economice” sau „sportive”, care asigur ă autoturismelor performanț e de
economicitate, respectiv de dinamicitate, si milare cu cele asigurate de transmisiile
clasice.
Transmisia cu varia ție continu ă a raportului de transmitere – CVT –
(Continously Variable Transmission) se întâl neste tot mai frecvent la autoturismele
de clasa mic ă și mijlocie, datorită asigurării unor rapoarte de transmitere care se
modifică și se adapteaz ă continuu, automat, la modificarea rezisten țelor la
înaintare ale automobilului.
O altă preocupare tot mai r ăspândită, în special la autoturismele sport, la unele
autoturisme de ora ș și chiar la unele miniturisme, este aceea a trac țiunii integrale,
cu folosirea unor diferen țiale interaxiale blocabile sau, mai frecvent, autoblocabile ,
tendință existent ă deja în cazul autoturismelor tot-teren, având ca efect cre șterea
confortului de conducere și a siguran ței în exploatare, îmbun ătățirea capacit ății de
trecere și a stabilit ății. Repartizarea optim ă a momentului motor între pun țile
motoare fa ță și spate trebuie s ă se facă în funcție de aderen ța existent ă la roțile
fiecărei punți motoare.
Amplasarea grupului motopropulsor, longitudinal sau transversal, fa ță sau
spate, se face având în vedere avantajele și dezavantajele pe care fiecare dintre
aceste variante de organizare le are asupra confortului și spațiului destinat
pasagerilor, asupra complexit ății construc ției transmisiei, a modului de organizare
a celorlalte sisteme ale automobilului.
Pentru îmbun ătățirea dinamicii în regim de trac țiune, autoturismele au fost
dotate cu sisteme de control al trac țiunii (ASR), care îndeplinesc în general
următoarele func țiuni: corijarea ac țiunilor de comand ă ale conduc ătorului auto în
raport cu regimul de deplasare al automobilului și aderen ța roților cu calea de
rulare, asigurarea stabilit ății și maniabilităț ii, îmbună tățirea tracțiunii la demaraje și
în condi ții dificile de drum, informarea conduc ătorului auto asupra apari ției
situaț iilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor ro ți.
Suspensia autoturismelor a f ăcut obiectul unor studii aprofundate privind
condiționarea reciproc ă dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Acestea au
permis să se obț ină, prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au
loc în timpul deplas ării autoturismului, o suspensie corespunz ătoare pentru fiecare
model cercetat.
Echiparea autoturismelor cu suspensii independente pe toate ro țile, prin
folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice și a corectoarelor de ruliu a
contribuit la m ărirea confortului, a siguran ței în deplasare și a stabilit ății.
Suspensia mecanica clasic ă este supus ă unor modific ări permanente,
urmărindu-se perfec ționarea cinematicii sale, a leg ăturii între suspensie și structura
de rezistență a automobilului, a atenu ării șocurilor și vibrațiilor primite de la ro ți, a
cinematicii roț ilor directoare, a confortului pasagerilor.
Suspensia hidropneumatic ă, caracteristică autoturismelor fabricate de
concernul Citroën, asigur ă un confort optim pasagerilor, în sensul p ăstrării unei
poziții constante a caroseriei, prin corelarea mi șcărilor tuturor ro ților automobilului,
indiferent de calitatea c ăii de rulare.
Sistemul de frânare cunoaș te, de asemenea, preocup ări intense de
îmbună tățire, generalizare având sistemul de frânare cu dublu circuit.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

14
Autoturismele sunt echipate fie numai cu frâne disc, fie cu frâne mixte, adic ă cu
frâne cu tambur la ro țile din spate ș i cu frâne disc la ro țile din fa ță. Cunosc
generalizare frânele autoreglabile, care compenseaz ă automat uzura normală a
garniturilor de fric țiune și limitatoarele de frânare, care distribuie for țele de frânare
la punțile automobilului în func ție de înc ărcarea dinamic ă a acestora.
Sistemele de frânare cu control electronic, a șa numitele ABS (Anty Blocking
System), care împiedic ă blocarea roț ilor în cazul frână rilor intensive și care permit
păstrarea controlului automobilului în orice situa ție, cunosc o larg ă utilizare, la
aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizeaz ă
indicatoarele de uzur ă a garniturilor de frână , frânele autoreglabile,
servomecanismele de ac ționare a frânelor, comandate de instala ții specifice.
Sistemul de direc ție se realizeaz ă în solu ții constructive legate de tipul
suspensiei folosite, în scopul asigur ării unei cinematici corecte ro ților de direc ție.
Ca tendin țe actuale se remarc ă creșterea comodit ății de conducere și siguran ței în
deplasare prin extinderea folosirii servodirec țiilor și la clase mai mici de
autoturisme, reducerea efectului reac țiilor inverse, de la roat ă spre volan,
asigurarea cre șterii siguran ței conduc ătorului sau pasagerilor în deplasare prin
folosirea air-bag-urilor (frontale sau laterale) și prin folosirea unor volane și axe
volan rabatabile sau telescopice.
Caroseria este aproape în totalitate autoportant ă. Cercetările ș i încercările
efectuate au condus la realizar ea unor caroserii având coeficien ți aerodinamici tot
mai coborâ ți. Datorit ă folosirii o țelurilor de înalt ă rezisten ță, cu o limită de
elasticitate ridicat ă, rigiditatea caroseriei, factor important în ameliorarea ținutei de
drum, a fost mult îmbun ătățită. S-au luat m ăsuri de reducere a greutăț ii proprii prin
înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice sau din materiale
compozite. Se îmbun ătățește permanent securitatea activ ă și pasivă pe care
automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor. Insonorizarea caroseriilor a permis reducerea zgomotului.
Se folosesc caroserii monovolum, cu dou ă sau trei volume, în func ție de
modelul autoturismului.
Pentru pneurile de autoturisme , în vederea mic șorării energiei absorbite în
timpul rulajului, a amortiz ării șocurilor, ale cre șterii siguran ței și duratei în
exploatare, se folosesc noi re țete la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, se
utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearc ă folosirea unor pneuri
fără aer în interior (pneuri Denevo, folo site de firma Dunlop) sau a unor pneuri f ără
cameră de aer, care au în interior o solu ție special ă (polygel) care vulcanizeaz ă
instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard), fara să afecteze
performantele pneului și, implicit, siguran ța în deplasare și confortul în conducere.
Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate cu afi șaj numeric,
folosind tehnica fluorescen ței în vid sau aceea cu cristale lichide, care prezint ă un
grad ridicat de fiabilitate. Aparatura electronic ă asistată de calculator este de un
real folos. Ea supravegheaz ă și informeaz ă permanent conduc ătorul despre diferiț i
parametri necesari conducerii în siguran ță, informeaz ă asupra func ționării
organelor în mi șcare, urm ărește atingerea unor limite maxime de uzur ă, indică
consumul instantaneu și rezerva de combustibil, etc.
La toate autoturismele moderne este asigur at controlul electronic al motorului,
al sistemului de frânare cu antiblocare, al comenzilor cutiei de viteze, al suspensiei al radarului anticoliziune și al altor sisteme. În preocupă rile speciali știlor, un loc

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
15
central îl ocup ă și dispozitivele de dirijare al e autovehiculelor, aparatura de
navigație, aparatura de urm ărire, afișare a datelor (pe parbriz sau holografic).
În prezent toate marile firme c onstructoare de autoturisme dezvolt ă programe
de cercetare privind cre șterea securit ății în deplasare, protec ția mediului
înconjurător, reducerea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de
fabricare a autoturismelor și creșterea calit ății acestora, mic șorarea costurilor de
producție și respectarea termenelor stabilite pentru toate etapele de concep ție,
fabricare și vânzare produs.

1.2.2. Tendin țe de dezvoltare a autobuzelor

În construc ția autobuzelor actuale, se constat ă unele linii directoare care
asigură mărirea confortului, a eficien ței economice și tehnice a transportului rutier
de persoane. Dintre acestea, se pot enumera: reducerea greutăț ii specifice a
autovehiculului, sporirea capacit ății de transport prin utilizarea tot mai larg ă a
autovehiculelor articulate, folosirea ra țională a spaț iului caroseriei în principal prin
amplasarea motorului sub podea (motoar e orizontale), generalizarea echip ării cu
motoare cu aprindere prin comprimare, sporirea fiabilit ății subansamblelor
componente și adoptarea unor solu ții constructive care s ă reducă volumul lucr ărilor
de între ținere (reducerea num ărului de articula ții care trebuie gresate,
generalizarea folosirii alternatorului în locul dinamului cu colector), extinderea
automatiz ării și generalizarea mecanismelor servo, în vederea îmbun ătățirii
condițiilor de munc ă ale conduc ătorului autobuzului și creșterii siguran ței în
deplasare, folosirea unor sisteme de climatizare, de iluminare interioara si audio,
care sa asigure un confort optim c ălătorilor.
Autobuzele moderne au caroseria tip vagon și motorul dispus sub podea intre
punți sau în spate, fapt ce permite mă rirea suprafe ței utile de înc ărcare la
aproximativ 98 – 99% din suprafa ța totală. Se constat ă o uș oară tendință spre
amplasarea motoarelor în consol ă spate (vezi punctul 1.3.2) , dispuse orizontal sau
înclinat, în special la autobuzele interurbane și turistice, f ără a fi neglijat ă soluția de
dispunere a motorului între pun ți, specific ă autobuzelor urbane. Aceast ă soluție
este avantajoas ă mai ales în cazul folosirii transmisiilor automate, la care dispar
dezavantajele legate de dificult ățile transmiterii comenzilor, asigurând o mai bun ă
reparaț ie a greutăț ilor pe pun ți și un nivel coborât al platformei.
La motoarele Diesel pentru autobuze se urm ărește obț inerea cuplului motor la
turații reduse (1200-1500 rot/min) pentru a se asigura o func ționare economic ă a
motorului și realizarea unor motoare compacte și ușoare, mai r ăspândite fiind cele
ce dezvolt ă puteri de 180-230 CP având șase cilindrii în linie, orizontali sau
înclinați la 45 de grade.
Autobuzele articulate, dublu articulate sau cu etaj, satisfac tot mai mult
necesitățile transportului în comun din marile ora șe aglomerate. La aceste
autobuze motorul este amplasat sub podea, la mijlocul autobuzului, existând
construc ții de autobuze în faz ă experimentală la care motorul este amplasat la
remorcă, sub podea, în vederea coborârii nive lului podelei. În vederea sporirii
gradului de confort este evident ă preocuparea pentru reducerea nivelului podelei la
autobuzele urbane și ridicarea acesteia le cele interurbane.
Autobuzele moderne au caroseria autoportant ă cu fețe drepte. Se constat ă
tendința de mărire a înălțimii ferestrelor laterale pentru asigurarea unei perfecte

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

16
vizibilități laterale și de mărire a suprafe ței vitrate a parbrizelor, prin coborârea
limitei inferioare, pentru m ărirea unghiului vertical de vizibilitate al conduc ătorului.
În funcție de destina ția autobuzului, spa țiul interior este folosit în mai mare
măsură pentru amplasarea scaunelor (la autobuzele interurbane sau turistice) sau
pentru un num ăr redus de scaune, restul suprafe ței fiind destinat ă transportului de
călători în picioare și pentru circula ția interioar ă (la autobuzele urbane).
O atenție deosebit ă se acordă măsurilor pentru protec ția conduc ătorului
autobuzului și a pasagerilor, autobuzele fiind prev ăzute cu ie șiri de siguran ța,
sisteme de ac ționare a u șilor de c ătre călători și în caz de nevoie, instala ții de
avertizare și dispozitive de spart geamurile.
Se răspândesc tot mai mult transmisiile semiautomate și automate. Pe lâng ă
autobuzele urbane echipate în cvasistotalitatea lor cu astfel de transmisii, apar tot
mai multe solu ții constructive de autobuze interu rbane sau turistice echipate cu
transmisii automate.
În cazul folosirii transmisiei mecanice s-a generalizat comanda pneumo-
hidraulică a ambreiajului cu arc diafragm ă și folosirea cutiilor de viteze
sincronizate.
Perfecționarea construc ției punții motoare spate urmă rește compactizarea ș i
reducerea greut ății sale specifice, mic șorarea dimensiunilor grupului conic prin
existenta reductoarelor laterale cu mecanism diferen țial, aplicate în butucul ro ții.
Se întâlnesc tot mai frecvent mecanisme de direc ție servohidraulice în
defavoarea celor pneumatice. Concomitent se diversific ă construc ția elementelor
ce alcătuiesc servodirectia hidraulic ă.
Sistemele de frânare se modernizeaz ă permanent extinzându-se sistemele
pneumatice cu mai multe circuite, care duc la cre șterea siguran ței în exploatare.
Se aduc permanente îmbun ătățiri și la elementele de protec ție, de cur ățire, de
semnalizare și control a sistemelor de frânare, în func ție de sarcina util ă
transportat ă .
Se generalizeaz ă suspensia cu elemente elastice pneumatice, cu autoreglare
a înălțimi platformei autobuzului în raport cu calea de rulare, având amortizoare
telescopice.
Echipamentul electric modern este tot mai extins, folosindu-se alternatoare,
regulatoare de tensiune tranzistoriza te, traductoare electrice pentru m ăsurarea
diferitelor m ărimi cu afi șare numeric ă, schematic ă sau grafic ă.

1.2.3. Tendin țe de dezvoltare a autocamioanelor

Autocamioanele sunt autovehicule destinate transportului de bunuri,
transportând sarcini utile mai mari de 2000 daN. Ca și în cazul autobuzelor, în
construc ția autocamioanelor actuale se urm ărește creșterea eficien ței economice
a transportului de mă rfuri, mărirea vitezei de transport, în condi țiile creșterii
siguranței de deplasare în traficul rutier. Astfel, se caut ă creșterea masei utile
transportate raportat ă la masa proprie a autocamionului prin construirea structurii
de rezisten ță din oț eluri înalt aliate, mai u șoare și mai rezistente. Se folosesc tot
mai multe camioane cu semiremorci sau remorci. Cre ște volumul mă rfurilor ce pot
fi transportate prin coborârea accentuat ă a platformei semiremorcilor. Se folose ște
mai raț ional spa țiul destinat transportului m ărfurilor prin amplasarea motorului sub
cabină , între pun ți. Se tinde c ătre generalizarea echip ării autocamioanelor cu
motoare cu aprindere prin comprimare.

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
17
Se extind preocup ările pentru îmbun ătățirea condiț iilor de lucru ale
conducătorului autocamionului prin asigurarea unui microclimat optim, pentru
conducerea în siguran ță, pe distan țe mari. Panoul de bord este proiectat
ergonomic, toate aparatele electronice fiind amplasate în centrul câmpului vizual,
astfel încât ele s ă poată fi urmărite fără a se abate atenț ia conduc ătorului de la
calea de rulare. Comenzile principale (semnalizare, claxon, ștergătoare de parbriz,
etc.) sunt amplasate în jurul coloanei volanului, fiind u șor accesibile. Celelalte
comenzi sunt amplasate în imediata apropiere și sunt ușor manevrabile.
O atenție deosebit ă se acordă măsurilor pentru protec ția conduc ătorului.
Cabinele autocamioanelor moderne realizeaz ă un mediu ambiental cât mai pl ăcut
și cât mai ergonomic. Deoarece cabina c onstituie locul de munca al conduc ătorului
autocamionului, ea trebuie s ă asigure un interior plă cut, un confort optim, iar
amplasarea comenzilor sa fie cât mai ra țională . De asemenea, cabina trebuie s ă
fie spaț ioasă, să asigure o insonorizare perfect ă și cât mai multe facilit ăți de
depozitare sau repaus pentru conduc ător.
Pozi ția acestuia la postul de conducere poate fi reglat ă, pentru toate formele și
dimensiunile, prin folosirea volanului reglabil, prin reglarea scaunului pe trei direc ții.
Scaunul șoferului are suspensia pneumatic ă. S-au introdus geamurile cu ac ționare
electrică, oglinzile exterioare înc ălzite, instala țiile de aer condi ționat.
Se generalizeaz ă ambreiajele mecanice cu arc central tip diafragma tras ă ca
și comanda hidraulic ă a ambreiajului.
În prezent autocamioanele se realizeaz ă în numeroase combina ții, modele ș i
versiuni, având diferite motoare, transmisii și suspensii, care satisfac toate
cerinț ele de transport. Motorizarea gamei de autocamioane EuroCargo, de
exemplu, se bazeaz ă pe experien ța acumulat ă la fabricarea a milioane de
motoare și parcurgerea multor milioane de kilometri în diverse condi ții de drum și
mediu. Pentru cre șterea performan țelor, reducerea consumului și a emisiilor
poluante motoarele beneficiaz ă de pistoane și camere de ardere cu geometrie și
structura optimizate, de pompe de injec ție rotative, de injectoare cu 5 duze pentru
o mai bun ă pulverizare a combustibilului, de instala ții de supraalimentare. Toate
motoarele EuroCargo sunt proiectate ca s ă poată fi diagnosticate computerizat, în
scopul identific ării oricărei defec țiuni, remedierii acesteia și reducerii timpului de
imobilizare al autocamionului.
Autocamioanele actuale cunosc o largă diversificare func țională în funcție de
destinație. Se practic ă tot mai mult folosirea unui șasiu și a unui motor de baz ă
care serve ște pentru crearea unei familii întregi de autocamioane, care pot avea:
a) acela și motor și același șasiu cu echipamente diferite pentru destina ții
diferite;
b) acela și șasiu și motoare diferite;
c) acela și motor și șasiuri diferite.
Se diversific ă gama camioanelor destinate pentru servicii speciale, având
instalații destinate altor opera ții decât cele de transport și anume: autocisterne,
autosanitare, autofrigorifice, autoizo terme, autobasculante, etc.
Se modernizeaz ă continuu sistemele de semnalizare, avarie și control montate
la postul de conducere, cu afi șare numeric ă sau grafic ă.
Gama larga de trepte de viteze, 6,9,12 sau 16 trepte, asigur ă transmisiei un
randament maxim și o corelare optim ă între cuplul motor și rezistenț ele la
înaintare. În cazul autocamioanelor destinate cu preponderen ță transportului urban
se utilizeaz ă cutii de viteze automate Allison, cu 6 trepte de viteze. Se extinde

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

18
sincronizarea cutiilor de viteze mecanice, dublându-se num ărul treptelor de vitez ă,
prin montarea unui reductor mecanic planetar, în dou ă trepte, pe arborele
secundar al cutiei de viteze. Un exemplu concludent de cutie de viteze automat ă
cu comanda electronica folosita la autocamioane destinate transportului pe
distanț e mari este transmisia EuroTronic, la care conduc ătorul acționează asupra
unui levier , în mod asem ănător cum ar ac ționa asupra unui joystick, comenzile
propriu-zise fiind selectate și controlate electronic.
În cazul existen ței a dou ă sau mai multe punț i motoare, se generalizeaz ă
montarea diferen țialelor interaxiale blocabile, eliminând nedoritul fenomen al
circulaț iei de puteri parazite. Pun țile motoare prezint ă dimensiuni de gabarit mult
mai reduse prin folosirea reductoarelor de tip mecanism – diferen țial sau transmisie
finală, montate în butucul ro ții, respectiv lâng ă butucul ro ții. Diferen țialul din puntea
motoare poate fi autoblocant, iar ro țile se monteaz ă pe rulmen ți, care nu mai
necesită reglaje periodice și care au asigurată ungerea cu ulei. Extinderea
posibilităților de folosire a autocamioanelor în diverse domenii de activitate a
impus apariț ia prizelor de putere , care servesc pentru antrenarea și punerea în
funcțiune a unor instala ții speciale cum sunt cele specifice autobasculantelor,
autocisternelor, automacaralelor, autogunoierelor, autobetonierelor, etc.
Sistemul de frânare pneumo-hidraulic se generalizeaz ă împreună cu frânele
disc ventilate, al c ăror procent de utilizare cre ște, în defavoarea frânelor cu tambur.
Sistemul ABS se generalizeaz ă la toata gama de autocamioane ca și frâna de
încetinire, care are rolul s ă protejeze sistemul principal de frânare
Suspensia se asigur ă în diferite variante, în func ție de destina ția
autocamionului. Se întâlnesc suspensii cu arcuri parabolice în foi dar și combina ții
dintre acestea si suspensiile pneumatic e sau numai suspensii pneumatice. Se
întâlnesc tot mai multe autocamioane cu suspensie pneumatic ă cu control
electronic al func ționării acesteia. Sistemul electronic ofer ă posibilitatea transferului
de sarcin ă între punț i, în func ție de regimul de deplasare, ceea ce asigur ă un nivel
constant al podelei caroseriei, indiferent de starea de înc ărcare a autocamionului.
Pentru a se îmbun ătăți manevrabilitatea camioanelor s-a m ărit unghiul de
bracare a ro ților directoare fa ță, la valori de 50-52 grade, iar sistemele de direc ție
cu servomecanisme s-au generalizat, devenind obligatorii.
Date fiind dimensiunile de gabarit al autocamioanelor și vitezele ridicate de
transport, s-au generalizat m ăsurile constructive luate pentru realizarea unor forme
aerodinamice cât mai bune, prin montar ea de spoilere, carene, deflectoare.

1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor

Diversele solu ții constructive în organizarea de ansamblu a transmisiei
autovehiculelor se ob țin în func ție de modul de dispunere a motorului, pozi ția punții
motoare, tipul caroseriei, modul de dispunere a înc ărcăturii, etc.
Compunerea și dispunerea agregatelor ce constituie echipamentul de
tracțiune (grupul motor-transmisie) constituie o problem ă important ă în procesul de
concepț ie a autovehiculului. Schema adoptat ă stabilește de la început caracterul
autovehiculului în mi șcare și în acela și timp, limiteaz ă posibilitățile de dezvoltare ș i
de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.
Echipamentul de trac țiune poate fi grupat într-un singur loc sau poate fi divizat
în elemente separate în ansamblul autovehiculului.

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
19
1.3.1. Organizarea general ă a autoturismelorr

Motorul -ma șina de propulsie- și transmisia formeaz ă grupul (echipamentul)
moto-propulsor. Organizarea și dispunerea grupului moto-propulsor constituie
caracteristici de baz ă în aprecierea calit ăților de utilizare ale automobilelor.
Grupul moto-propulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a
automobilului sau poate fi grupat într-un singur loc. In func ție de poziț ia relativ ă
dintre axa longitudinală a automobilului și axa de rota ție a arborelui cotit, motorul
poate fi dispus longitudinal sau tr ansversal. Pentru autoturisme, prev ăzute cu două
punti, organizarea trac țiunii se poate realiza dup ă solutiile 4×2 sau 4×4, prima cifr ă
indicând numă rul roț ilor iar cea de-a doua pe cel al ro ților motoare. Pentru
organizarea trac țiunii de tipul 4×2 puntea motoare poate fi dispus ă în față sau în
spate. In tabelul 1.1. sunt prezentate principalele solu ții de organizare și dispunere
a grupului moto propulsor în cazul autoturismelor.
Pentru automobilele cu o punte motoare, de tipul 4×2, organizarea transmisiei
este făcută în următoarele trei solu ții: clasică, totul față si totul spate.
a) soluția “clasic ă”, (poziția a 1, Tab.1.1.), presupune dispunerea motorului în
partea din fa ța automobilului și puntea motoare în spate, situa ție în care
componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a
automobilului. Transmisia automob ilelor cu punte spate motoare ș i motor amplasat
longitudinal în fa ță reprezint ă de foarte mult timp schema ideal ă de organizare.
Ambreiajul și cutia de viteze sunt amplasate longitudinal, între motor și puntea
motoare putând forma un ansamblu compact fie cu motorul fie cu puntea motoare.
Ideea grupă rii într-un ansamblu compact a motorului cu ambreiajul și cutia de
viteze a fost preferat ă de constructorii de automobile ce aveau în fabrica ție
propriile motoare. Ea dateaz ă încă din 1903 ș i a fost realizat ă în Germania de
Adler. Este cea mai r ăspândită soluție actuală.
În aceeaș i perioad ă 1901- 1904 în Anglia, Clyde, ce nu fabrica motoare, a
preferat regruparea cutiei de viteze cu puntea motoare. Solu ția a fost reluat ă de
Daimler (1912) ș i Singer (1913) din Anglia, Pontiac (1961) din SUA, Alfa Romeo
(1972) în Italia și Volvo (1976) în Olanda.
În cazul grup ării ambreiajului și cutiei de viteze cu motorul, cutia de viteze este
organizat ă clasic, dup ă soluția cu trei arbori; o excep ție o reprezint ă autoutilitarele
ușoare derivate din autoturisme de clas ă medie care p ăstrează organizarea cutiei
de viteze cu doi arbori de la acestea.
În cazul grup ării ambreiajului și cutiei de viteze cu puntea motoare, frecvent
cutia de viteze dispune de doi arbori (ex: Alfa 90, Volvo 340/ 360).
Gruparea într-un bloc comun amplasat în fa ță a motorului, ambreiajului și
cutiei de viteze reprezint ă cea mai favorabilă soluție din punct de vedere a
repartiției sarcini pe pun ți; în plus comanda vitezelor poate fi direct ă și precisă.
Avantajele principale ale solu ției clasice sunt: bun ă repartiție a sarcini pe
punți; încărcare favorabilă a punț ii spate la demaraj și urcarea pantelor;
răcire îmbună tățită a motorului; uzur ă relativ identic ă a roților pun ții față
(directoare) și a celor din spate (motoare); comenzi simple și precise ale motorului
și cutiei de viteze.
Conferind automobilului calit ăți constructive de suprav irare, care reprezint ă un
caracter de mers instabil pe traiec torie, conducerea automobilului necesit ă fie
îndemânare deosebit ă fie solu ții constructive suplimentare pentru corectarea

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

20
caracterului de supravirare. Solu ția este limitat ă la automobile echipate cu puteri
medii sau mari și prezintă avantajul înc ărcării dinamice la demarare a pun ții spate,
cu consecin țe favorabile asupra capacit ății dinamice de trecere.
b) soluția “totul fa ță”, (pozițiile a 2 și b1, Tab.1.1.), se ob ține prin gruparea
grupului moto-propulsor în vecinatatea roț ilor față care sunt și roți motoare.
Realizarea unui ansamblu motopropulsor sub forma unui grup compact amplasat
în față datează de la începutul anilor '30. Acest mod de organizare a fost conceput
de inginerul Lepicard care l-a aplicat în Anglia pe automobilul Derby în 1931.
Acest mod de organizare este r ăspândit în domeniul autoturismelor și
autoutilitarelor u șoare cu caroserie autoportant ă.
Avantajele solu ției totul fa ță sunt: posibilitatea utiliz ării caroseriilor
autoportante; comportament favorabil pe c ăi de aderen ță scăzută;
Dispunerea transversal ă a motorului (pozitia b 1, Tab. 1.1), constitue o etap ă
important ă în concepț ia și organizarea transmisiei. Ea a fost o consecin ță a
reorganiz ării generale a automobilului modern, pentru a satisface într-un mod
optim compromisul între cerin țele: confort – economicitate – preț de fabricare,
întreținere, etc.
Ca și în cazul trac țiunii față cu motor longitudinal, motorul și transmisia sunt
înglobate unui ansamblu mecanic numit grup motopropulsor transversal.
Această formul ă de organizare ofer ă următoarele avantaje: reduce
dimensiunile compartimentului motor, ceea ce favorizeaz ă pentru o aceea și
lungime a ansamblului automobilului o organizare optim ă a salonului pentru
pasageri și compartimentul bagajelor; pos ibilitatea reducerii consolei fa ță și prin
aceasta se sporeș te capacitatea de virare a automobilului, mai ales în spa ții
înguste, specifice zonelor urbane; îmbun ătățirea aerodinamicii automobilului prin
reducerea restric țiilor privind forma frontal ă a acestuia; utilizarea unei transmisii
principale cu angrenaj cilindric ce avantajeaz ă randamentul transmisiei și nu
implică reglaje preten țiose și costisitoare ca în cazul angrenajelor conice hipoide.
Cumularea acestor avantaje justific ă amplasarea pe care a luat-o această
soluție în anii '70 ș i care a fost generalizată după 1980 la autoturismele de clas ă
mică, medie și autoutilitarele u șoare.
Amplasarea unui grup motopropulsor co mpact, transversal, se realizeaz ă în
funcție de pozi ția motorului fa ță de cutia de viteze în dou ă variante:
• m o t o r și cutie de viteze suprapuse;
•motor și cutie de viteze în prelungire.
Prin amplasarea cutiei de viteze sub motor, cu axele paralele cu axa arborelui cotit, s-a putut realiza un grup motopropulsor cu un gabarit minim în lungime.
Această nouă soluție de amplasare a motorului pentru trac țiunea fa ță era
singura compatibil ă la acea dat ă cu structura caroseriei în zona compartimentului
motor și a punți motoare, care putea fi adaptat ă unui autoturism foarte compact.
Promotor al acestei variante de organizare a grupului motopropulsor este Alec
Isigonis care a conceput-o în 1956 pentru autot urismul Mini Austin comercializat în
Anglia dup ă 1959. *(Inspirat ă probabil de "motoblocul" francezului Schandel
conceput în 1898 și fabricat în 1901 la Bordeaux).
Pe baza acestei scheme de organizare au ap ărut primele autoturisme Peugeot
(model 204) cu trac țiune față în 1965, sub conducerea ing. Dangauthier.
Firma Peugeot a îmbun ătățit ulterior construc ția pentru modelul 304 (1970) și
104 (1972) apoi 205. Acest grup motopropulsor transversal compact a fost fabricat

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
21
timp de 20 de ani și a echipat dup ă 1976 autoturismul Citroen (Visa-Super) ș i
Renault (R14).
Cutia de viteze a ansamblului este cu doi arbori, similar ă cu cea de
organizare a solu țiilor clasice de acest tip. Element ele specifice acesteia sunt
legăturile cu motorul și puntea motoare.
Transmiterea mi șcării de la axa arborelui cotit al motorului prin intermediul
ambreiajului c ătre arborele primar al cutiei de viteze se realizeaz ă printr-un
angrenaj de ro ți dințate.
Amplasarea iniț ială a angrenajului de transfer motor-cutie între motor și
ambreiaj, care a permis automatizarea trans misiei prin echiparea ansamblului cu
un hidroconvertizor (caracterizat de gabarit mare), a fost abandonat ă în varianta
evoluată. La noua solu ție constructorul francez a pref erat montajul clasic pentru
ambreiaj ceea ce avantaja între altele și descărcarea palierului spate al motorului.
Dispunerea motorului și a cutiei de viteze într-un carter comun presupune
utilizarea unei ungeri comune, dificil ă de realizat în mod optim deoarece cerin țele
față de uleiul din motor și cutie sunt foarte diferite
Varianta de realizare a grupului motopropulsor compact prin etajarea motorului
și cutiei de viteze este aplicată și în cazul unor transmisii automate. Transferul
mișcării de la motor prin hidroconvertizor la arborele de intrare în cutia de viteze
planetară se face printr-un lan ț silențios, multilamelar.
Prima solu ție de grup motopropulsor organizat cu motorul și cutia de viteze în
prelungire a fost realizat în 1964, s ub conducerea ing. Giacosa pentru echiparea
autoturismului Primula.
Aplicarea în produc ție de serie mare a început în 1971 când a fost adoptat ă de
Fiat pentru modelul 127 și ulterior 128.
Avantajele acestui mod de montare fa ță de precedenta solu ție sunt legate de:
flexibilitatea la montarea unor motoare de capacit ăți cilindrice diferite; utilizarea
acelorași motoare la amplasarea transversal ă și longitudinal ă.
Ansamblul motor-ambreiaj-cutie de viteze-transmisie principal ă-diferenț ial
realizat în aceast ă manieră este caracterizat de:
• montarea transversal ă pe automobil se face cu motorul în partea dreapt ă, în
fața punții față, majoritatea cazurilor având transmisie principala simpl ă;
• organizarea cutiei de viteze presupune ut ilizarea a doi sau trei arbori paraleli.
Dacă, structura cutiei de viteze cu doi arbori, cea mai r ăspândită astăzi, se
păstrează de la montarea longitudinal ă, cea cu trei arbori este nou ă: un arbore
primar și doi arbori secundari monta ți de o parte ș i de cealalt ă a acestuia.
• poziția diferen țialului, deplasat ă față de axa longitudinală către stânga (față
de postul de conducere) ceea ce determin ă lungimi diferite pentru transmisiile
transversale.
Soluția cu răspândirea cea mai mare la autoturisme, peste 80% din tipurile
actuale de autoturisme, confer ă automobilului un caracter constructiv de subvirare,
care reprezint ă un caracter autostabilizant pe tr aiectorie, astfel încât conducerea
nu presupune o calificare și îndemânare deosebit ă din partea conduc ătorului.
c) soluția “totul spate”, (pozi țiile a 3 și b2, Tab.1.1.), se ob ține prin gruparea
grupului moto-propulsor în vecinatatea roț ilor spate care sunt și roți motoare.
Soluție, avantajoas ă valorific ării fluxurilor mari de putere prin înc ărcarea
suplimentar ă statică și dinamic ă a punț ii din spate în regimul demar ăiri, se
întâlnește la autoturisme cu caracteristici sportive. Modul de dispunere a motorului,

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

22

4 x 4
a4
b3„Totul spate”
a3
b2„Totul față”
a2
b1Organizarea trac țiunii
4 x 2
„Clasică”
a1 Tabelul 1.1. Organizarea și dispunerea grupului motopropulsor.
Dispunerea
motrului
Longitudinal
Transversal

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
23
longitudinal sau transversal, este dependent în principal de modul de organizare
judicioas ă a volumului interior.
d) La automobilele 4×4, sau “cu tracțiune integrală ” ( pozițiile a 4 și b3, Tab. 1.1.),
dispunerea motorului se face în partea din fa ță, iar antrenarea ambelor pun ți se
face prin componentele transmisiei dist ribuite de-a lungul axei longitudinale a
automobilului. Solu ția, inițial dezvoltat ă pentru automobilele cu capacitate mă rită
de trecere prezint ă avantajul repartiz ării fluxului de putere la toate ro țile
automobilului, ameliorându-se calit ățile de trac țiune, mai ales în teren greu, unde
se reduce riscul patin ării roț ilor. In plus la “frânarea cu motorul”, for țele de frânare
se repartizeaz ă pe toate cele patru roț i ceea ce ofer ă avantaje în special la
frânarea pe c ăi alunecoase.

1.3.2. Organizarea transmisiei autobuzelor

Autobuzele moderne nu mai au motorul separat, la partea din fa ță (autobuze
cu capotă ), ci montat în caroserie, fiind denumite autobuze tip vagon.
Dup ă locul de dispunere al motorului, aut obuzele pot fi construite astfel:
– cu motorul dispus în fa ță;
– cu motorul dispus sub podea, la mijlocul autobuzului;
– cu motorul dispus în spate, longitudinal sau transversal.
Solu ția autobuzului tip vagon cu motorul dispus la partea din fa ță are în
general direc ția avansat ă și scaunul conduc ătorului ală turi de motor. Datorit ă unui
centru de greutate ridicat și a scăpărilor de gaze de la motor se folosesc tot mai
rar.
Autobuzele cu motorul dispus la mijloc sub podea au centrul de greutate
coborât și o mai bun ă repartiție a sarcinilor pe cele dou ă punț i. Motoarele
amplasate sub podea sunt, în general, de construc ție special ă având cilindri
orizontali. În acest caz accesibilitatea la motor este dificil ă și se reduce capacitatea
de trecere.
În cazul solu ției cu motorul dispus în spate, autobuzele pot avea motorul
dispus longitudinal sau transversal. Prin lip sa arborelui cardanic, caroseria poate fi
mult coborât ă, fapt ce conduce la coborârea centrului de greutate și la
îmbună tățirea stabilit ății. Se amelioreaz ă confortul pasagerilor prin eliminarea
scăpărilor de gaze de la motor și a zgomotului motorului. Prin montarea motorului
în spate se u șurează accesul pentru între ținere și reparare, spa țiul rămas
disponibil între pun ți putându-se folosi integral pentru transportul bagajelor.
Dintre dezavantajele import ante ale autobuzelor cu motorul amplasat în spate
se pot enumera faptul c ă tijele pentru comenzi sunt foarte lungi și faptul c ă răcirea
motorului este dificil ă.

1.3.3. Organizarea transmisiei autocamioanelor

Soluțiile de organizare a autocamioanelor difer ă între ele în func ție de modul
de dispunere a motorului în raport cu puntea din fa ță și a cabinei fa ță motor.
Puntea motoare este montat ă, ca ș i la autobuze, totdeauna în spate, motorul
fiind dispus:
– în fața cabinei;
– sub cabin ă;
– între cabin ă și caroserie;

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

24
– între punț i sub cadru.
Autocamioanele actuale au motorul dispus deasupra pun ții din față, iar cabina
deasupra motorului. Aceast ă soluție (cabina avansat ă) conduce la o m ărire a
lungimi platformei de înc ărcare, la reparti ții corespunz ătoare a sarcinii pe pun ți, la
vizibilitate mai bun ă pentru conduc ător și la o reducere a lungimii de gabarit.
Prin deplasarea motorului spre spate, între cabin ă și caroserie, sau între pun ți
sub cadru, se menț ine o vizibilitate bună , crește capacitatea cabinei, dar se reduce
accesibilitatea la motor și se micșorează capacitatea de trecere a autocamionului,
mai ales în cazul dispunerii motorului sub cadru.
În privin ța accesului la motor, la autocamioanele cu cabin ă avansat ă, se
folosesc trei soluț ii și anume:
– capotă interioar ă;
– capote laterale;
– cabină rabatabil ă.
Soluția cu capot ă interioar ă se folose ște la motoarele în linie. Accesul la motor
transform ă cabina în „atelier de reparaț ii”, murdărind interiorul cabinei. Solu ția cu
capotă laterală se întâlne ște în cazul cabinelor lungi. În compara ție cu prima
soluție prezint ă avantajul îmbun ătățirii accesului la motor. Solu ția cu cabină
rabatabilă permite accesul foarte u șor la motor. Rabatarea cabinei se poate face
separat, scaunul conduc ătorului, volanul și pedalierul r ămânând pe loc sau
împreună cu aceste organe. Aceast ă soluție necesit ă o etanș are foarte bună a
cabinei fa ță de motor, precum și amplasarea a 3-4 locuri în cabin ă.
Din cele expuse, rezultă că alegerea locului de amplasare a motorului rezolv ă
problema lungimii totale a autocamionului, accesibilit ății la motor și a reparti ției
sarcinilor între pun ți.
Cu siguran ță că despre fiecare categorie de automobile, fie ele autoturisme,
autobuze, sau autocamioane, pot fi ad ăugate înc ă multe alte informa ții și
caracteristici, dar, în cele prezentate, s-a urm ărit să fie eviden țiate și cunoscute
principalele tendin țe existente în domeniu, pent ru ca studentul care intr ă în contact
cu aceste noț iuni să-și poată forma o prim ă imagine asupra organiz ării de
ansamblu a autovehiculului.

1.4. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

Amenajarea interioar ă a autovehiculului trebuie s ă asigure pasagerilor acele
condiții care să le creeze efectiv convingerea c ă automobilul este „a doua cas ă”, că
aici, în automobil, au tot ce le trebuie ca s ă se deplaseze cu maximum de confort și
de siguran ță. Această cerință extrem de important ă este dificil de realizat în
condițiile de spa țiu existente, în restric țiile geometrice și funcționale care trebuie
respectate.
Ușurința de conducere și confortul asigurat conduc ătorului autovehiculului
joacă un rol deosebit în asigurarea randamentului muncii sale și al creșterii
gradului de concentrare la condi țiile de trafic, fapt ce conduce la cre șterea
siguranței în deplasare.
În cazul autoturismelor și autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor
reprezint ă o caracteristic ă funcțională important ă, având în vedere timpul petrecut
în aceste autovehicule, în cazul curselor lungi sau în condi ții ambientale excesive.
Problema se pune asem ănător și în cazul autocamioanelor destinate transportului
de mărfuri pe distan țe mari, fapt ce a impus amenajarea interioarelor cabinelor

Studiul solu țiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
25
după aceleaș i considerente. Practic, în prezent fiecare automobil asigur ă un
confort sporit de conducere, în condi țiile în care vitezele medii de deplasare cresc
permanent.
Folosirea tot mai accentuat ă în construc ția autovehiculelor a sistemelor
electronice de comand ă și control, a servomecanismelor sau a sistemelor
automate a condus, pe de o parte, la mic șorarea efortului fizic depus de
conducător pentru realizarea mi șcărilor necesare a fi executate, iar pe de alt ă
parte, la cre șterea siguran ței în deplasare, prin îmbun ătățirea reac țiilor
conducătorului și luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de
deplasare a autovehiculului.
Atât ușurința în conducere, cât și confortul, nu reprezint ă parametrii definibili
cantitativ printr-un singur indicator numeric , fiind caracteristici calitative de sintez ă.
Acestea constituie unele din criteriile cele mai importante de selec ție și în final de
vânzare a autovehiculelor.
În mod uzual, u șurința de conducere se consider ă a fi asigurat ă de geometria
dispunerii scaunului conduc ătorului în raport cu comenzile și alte elemente ale
automobilului, de m ărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului.
Confortul este asigurat de calit ățile scaunului, ca element izolator la vibra ții și
susținător al corpului cu presiune optimă , de nivelul zgomotului interior, de
eficacitatea instala ției de înc ălzire și de ventila ție a caroseriei, de etan șarea
caroseriei la gazele de evacuare, praf și apă.
Dimensiunile și forma caroseriilor autoturismelor se aleg în func ție de modul în
care sunt amplasate motorul, organele transmisiei și portbagajul.
Corespunz ător tipului de autovehicul din tema de proiectare, în strâns ă
legătură cu valorile criteriilor de analiz ă comparativ ă pentru autovehicule similare
ale segmentului de interes autovehiculului care urmeaz ă a fi proiectat, în anexa
A1 sunt prezentate recomandă ri din norme STAS și SR ISO pentru principalele
dimensiuni care definesc construc ția autovehiculului.

2

PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELOR

Parametrii constructivi fac parte din calit ățile tehnice generale ale
autovehiculului care determin ă gradul de adaptare al acestora la cerin țele de
utilizare în condi ții optime de siguran ță, confort și eficiență economic ă.
Construc ția autovehiculului se define ște prin:
– soluția de organizare general ă, organizarea transmisiei, a
sistemelor și amenajarea interioar ă;
– dimensiunile geometrice de gabarit și ale capacit ății de trecere;
– masa și capacitatea de înc ărcare;
– roțile autovehiculului.
Cu elementele constructive ce rezult ă din acest capitol și din capitolul anterior,
se vor întocmi -recomandat la scara 1:10 – desenele „Vedere general ă” și
„Amenajare interioar ă”.

2.1. Solu ția de organizare general ă, organizarea transmisiei, a
sistemelor și amenajarea interioar ă

Funcție de tipul și destina ția autovehiculului definite prin tema de proiectare,
ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul solu țiilor similare și
având în vedere tendin țele de dezvoltare, se adopt ă soluția de organizare general ă
a autovehiculului, solu ția de organizare a transmisiei, a sistemelor și amenajarea
interioară.
Elementele adoptate trebuie s ă reflecte avantajele solu țiilor, prin eviden țierea
calităților conferite autovehiculului.

2.2. Dimensiuni principale și ale capacit ății de trecere

Pentru un autovehicul aflat în faza proiect ării, alegerea parametrilor geometrici
trebuie s ă aibă în vedere construc țiile existente și recomand ările standardizate
pentru dimensiunile interioare.
Dimensiunile geometrice care definesc construc ția unui autovehicul corespund
recomand ăriulor prezentate în paragraful 1.4.
Orientarea supra dimensiunilor exterioare, func ție de tipul și destina ția
autovehiculului, poate fi f ăcută fie prin utilizarea valorilor medii ale criteriilor de
analiză comparativ ă pentru dimensiunilor geometrice ale autovehiculelor din
segmentul de autovehicule similare, fie prin alegerea din gama de autovehicule similare considerate în analiza comparativ ă a unui model considerat drept

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
27
reprezentativ. Alegerea valorilor pentru dimensiunile principale trebuie s ă fie în
concordan ță cu dimensiunile volumelor utile:
– compartimentul pentru persoane;
– compartimentul pentru bagaje (se recomand ă un volum util
cuprins între 50-80 dm3 pentru bagajul unei persoane);
– compartimentul echipamentului motopropulsor (apreciat prin
dimensiunile tipurilor similare, func ție de modul de organizare a
transmisiei);
– compartimentul pentru transportul bunurilor materiale
Se recomand ă adaptarea dimensiunilor dup ă cele autovehiculelor
existente, cu reconsiderarea recomand ărilor cuprinse în anexlere referite în
paragraful 1.4.

2.3. Masa autovehiculului

Masa autovehiculului (m a) face parte din parametrii generali ai acestuia și
reprezint ă suma dintre masa util ă (m u) și masa proprie (m 0).

2.3.1. Masa util ă

Reprezint ă o caracteristic ă constructiv ă esențială a autovehiculului, prin ea
caracterizându-se posibilit ățile de utilizare a acestuia. Masa util ă este determinat ă
de capacitatea de înc ărcare a autovehiculului, prev ăzută prin tema de proiectare
sau adoptat ă funcție de tipul autovehiculului, în concordan ță cu capacitatea de
încărcare a tipurilor similare.
Capacitatea de înc ărcare se precizeaz ă de regul ă prin num ărul de locuri la
autovehiculele pentru transportul persoanelor și prin sarcina util ă transportat ă la
autovehiculele pentru transportul de bunuri.
În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera urm ătoarele:
– masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg;
– masa unui pasager: 68 kg;
– masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme și
autobuze urbane, 20 kg la autobuze urbane, 25 kg la autobuze
turistice.
Pe baza acestor recomand ări, masa util ă se determin ă pentru faza de
proiectare func ție de capacitatea de înc ărcare și normele STAS, cu urm ătoarele
relații:
-pentru autovehiculele destinate transportului de bunuri:

inc u mN75 m +⋅ = [kg], (2.1)
unde: N – num ărul de locuri în cabin ă;
m inc – masa înc ărcăturii transportate;

-pentru autoturisme:
bs u mN)7 68( m +⋅+ = [kg], (2.2)
unde: N – num ărul de locuri din autoturism;
m bs – masa bagajului suplimentar (dac ă nu se precizeaz ă prin tem ă, se
adoptă în limitele 50-200 kg);

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
28

– pentru autobuze urbane:
)2N1N()7 68( 75um + ⋅+ + = [kg], (2.3)
unde: N 1 – numărul de locuri în picioare;
N 2 – numărul de locuri pe scaune;
Num ărul total de locuri (N) trebuie s ă fie (conform regulamentului R. 36 ECE –
ONU):
Q/)VX75 100 PV PT( S/S NNsp 1 2 ⋅ − − − ≤ + ≤ (2.4)
unde: N 2 – număr de locuri pe scaune;
S1 – suprafa ța disponibil ă pentru c ălătorii în picioare [m2] (numai pentru
autovehiculele din clasele I și II), care se calculeaz ă, scăzând din
suprafața totală disponibil ă pentru pasageri, suprafa ța tuturor p ărților
care nu sunt accesibile unui c ălător în picioare, când toate scaunele
sunt ocupate și spațiul de 30 cm din fa ța fiecărui scaun;
Ssp – suprafa ța necesar ă pentru un c ălător în picioare [m2/călător] (tabelul
2.1);
PT – masa total ă maximă constructiv ă [kg];
PV – masa proprie în stare de mers [kg] (f ără ocupanți sau înc ărcătură,
dar cu combustibil, lichid de r ăcire, ulei, scule și roată de rezerv ă), la
care se adaug ă o masă de 75 kg, corespunz ătoare conduc ătorului
auto și o mas ă de 75 kg pentru echipaj (în cazul în care
autovehiculul este prev ăzut cu un scaun pentru echipaj);
VX – suprafa ța totală disponibil ă pentru transportul bagajelor pe acoperi ș
[m2];
Q – masa unui c ălător [kg], (tabelul 2.1).

Tabelul 2.1. Valori pentru masa unui c ălător (Q) și suprafața necesară
unui călător în picioare (S sp) pentru fiecare clas ă de autovehicule

Clasa Q [kg] S sp
[m2/călător]
Clasa I 68 0,125
Clasa II 71
(cuprinde un bagaj de mân ă de
3 kg) 0,15
Clasa III 71
(cuprinde un bagaj de mân ă de
3 kg) Autovehiculele din aceast ă
clasă nu sunt amenajate pentru
transport de c ălători în picioare

– pentru autobuze interurbane:
N)2068(75 mu ⋅ + + = [kg], (2.5)
unde: N – numărul de locuri;
-pentru autobuze turistice:

N)25 68(275 mu ⋅ + +⋅ = [kg]. (2.6)

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
29
2.3.2. Masa proprie

Este o m ărime ce caracterizeaz ă construc ția autovehiculului și este
determinat ă de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente,
când autovehiculul se afl ă în stare de utilizare.

2.3.2.1. Autoturisme

În cazul autoturismelor, metoda recomandat ă pentru alegerea masei proprii
constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în
vedere tendin țele de dezvoltare, care vizeaz ă utilizarea unor solu ții constructive și
materiale cu mase proprii reduse (mase plastice, materiale compozite, o țeluri de
înaltă rezisten ță, suprafe țe mari vitrate cu geamuri superu șoare – duplex, triplex,
etc.).

2.3.2.2. Autovehicule destinate transportului de bunuri

O prim ă metodă recomandat ă constă în adoptarea masei proprii func ție de
masele proprii ale tipurilor similare din studiul cuprins în capitolul 1. Un criteriu de apreciere al calit ății construc ției autovehiculului îl reprezint ă
coeficientul de utilizare a greut ății (
Gη), definit ca raport dintre masa proprie (m 0) și
masa util ă (m u).

u0
Gmm=η ( 2 . 7 )
El are însemn ătate mai ales pentru autocamioane și autotrenuri. În general,
coeficientul de utilizare a greut ății scade odat ă cu mărirea capacit ății de transport,
exprimat ă prin sarcina util ă (fig.2.1).
0,5
4 8 120,751,01,25
16 0u
m [*10³ kg]u

Fig.2.1. Curba varia ției coeficientului de utilizare a greut ății funcție de masa util ă

Progresul tehnic în construc ția de autocamioane și autoturisme este pus în
evidență și de valorile mici ale acestui coeficient, care se realizeaz ă prin reducerea

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
30
masei proprii în condi țiile unor mase utile cât mai mari, f ără urmări negative asupra
duratei de func ționare a autovehiculului.
Autovehiculele actuale cu masa proprie cuprins ă între 3000-5000 kg au
coeficientul de utilizare a greut ății Gη= 1,00, iar cele cu masa proprie între 5000-
10000 kg au coeficientul de utilizare a greut ății Gη= 0,70-0,85. La autovehiculele
cu remorci sau semiremorci Gη= 0,60-0,75.
Pe baza celor de mai sus, se adopt ă, funcție de masa util ă, coeficientul de
utilizare a greut ății Gη, obținându-se pentru masa proprie valoarea:
u G 0 m m ⋅η= [kg]. (2.8)

2.3.2.3. Autobuze

Ca și în cazurile precedente, o prim ă posibilitate de apreceiere a masei proprii
a autobuzelor o reprezint ă alegerea ei în concordan ță cu masele proprii ale
autobuzelor avute în vedere la studiul solu țiilor similare (cap.1).
O alt ă posibilitate de determinare a masei proprii const ă în adoptarea de valori
medii func ție de recomand ările din literatura de specialitate. Func ție de lungimea
autobuzului, deteminat ă în capitolul 1.4.2 și de destina ție, în tabelul 2.2 sunt date
valorile medii ale masei proprii raportate la lungime.

Tabelul 2.2. Mase proprii raportate la lungimea autobuzului

Lungimea de gabarit
[m] Tipul Masa proprie a unui metru de
lungime
[kg]
Clasa I 520
Clasa II 530 7
Clasa III 535
Clasa I 560
Clasa II 580 7 – 9
Clasa III 620
Clasa I 625
Clasa II 642 9 – 10,5
Clasa III 782
Clasa I 650
Clasa II 675 10,5 – 14
Clasa III 720
14 – 17 Clasa I 650

Față de masele determinate mai sus, se determin ă greutatea automobilului
(Ga), greutatea util ă (G u) și greutatea proprie (G 0) cu relațiile:
a a m10 G ⋅ = [N]; (2.9)
u u m10 G ⋅ = [N]; (2.10)
0 0 m10 G ⋅ = [N]. (2.11)
unde s-a considerat accelera ția gravita țională egală cu 10 m/s2.

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
31
2.4. Centrul de mas ă și coordonatele centrului de greutate

Masa autovehiculului se consider ă aplicată în centrul de mas ă (centrul de
greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinal ă d e s i m e t r i e a
autovehiculului. Pozi ția centrului de mas ă se apreciaz ă (fig.2.2) prin coordonatele
longitudinale a și b și înălțimea h g (STAS 6926/2-78).

L
a b
1G2GG ac g
hg

Fig.2.2. Coordonatele centrului de mas ă

În faza de proiectare a autovehiculului, alegerea pozi ției centrului de mas ă se
poate face prin mai multe metode și anume:
¾ utilizarea de valori în concordan ță cu valorile coordonatelor centrului
de masă al autovehiculelor considerate în studiul solu țiilor similare;
¾ utilizarea de valori medii dup ă datele oferite de literatura de
specialitate. Astfel de valori sunt indicate în tabelul 2.3.

Tabelul 2.3. Valori medii pentru parametrii centrului de mas ă al autovehiculului

Tipul autovehiculului Parametrul Starea
Autoturism Autobuz Autocamion Autotractor
Gol 0,45–0,54 0,5–0, 65 0,46–0,55
La Încărcat 0,49–0,55 0,5–0,68 0,6–0,75 0,61 – 0,67
Gol 0,16–0,26 – 0,21–0,268
Lhg Încărcat 0,165–0,26 0,23-0,285 0,3–0,38 0,31 – 0,4

Față de valorile recomandate în tabelul 2.3, trebuie avute în vedere și
următoarele aspecte:
– autoturismele de tipul „totul fa ță” au centrul de greutate deplasat
spre puntea din fa ță. Pentru ele se recomand ă 5,0 /<La ;

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
32
– autobuzele șI autocamioanele cu ro ți simple la puntea din spate
se realizeaz ă cu o distribu ție cât mai uniform ă a masei totale de-a
lungul șasiului. În acest caz, se recomand ă 5,0L/a ≅ . În celelalte
cazuri (majoritare) în stare înc ărcată L/a se adopt ă spre limita
superioar ă, recomandat ă în tabelul 2.3;
¾ determinarea analitic ă a coordonatelor centrului de mas ă
Pentru aplicarea acestei metode, func ție de organizarea general ă a
autovehiculului și amenajarea interioar ă, se apreciaz ă față de axa pun ții din față a
autovehiculului coordonatele centrului de greutate ale subansamblurilor autovehiculului. Dac ă m
i este masa unui subansamblu situat la distan ța a i de axa
punții față și înălțimea h i față de sol, pentru toate componentele n1i÷= ale
autovehiculului, se ob țin pentru centrul de greutate coordonatele:

ai i
ii i
mam
mam
a∑
∑∑⋅
=⋅
= ; (2.12)
aLb −= ; (2.13)

aii
iii
gmhm
mhm
h∑
∑∑⋅
=⋅
= . (2.14)

Pentru toate subansamblurile cu centrul de mas ă situat în fa ța punții față,
coordonata 0ai<. Pentru aprecierea maselor subansamblurilor constructive ale
autovehiculului se pot utiliza valori corespunz ătoare construc țiilor existente sau
valori medii recomandate în literatura de specialitate (tabelul 2.4).

Tabelul 2.4. Masele principalelor subansambluri raportate la masa proprie a autovehiculului

Denumirea agregatului m i/m0
[%]
Motor echipat cu ambreiaj și cutie de viteze 12,6 – 16,0
Ambreiaj 0,3 – 0,7
Cutie de viteze 2,5 – 5, 0
Transmisie cardanic ă 1,0 – 1,4
Punte spate 11,0 – 16,0
Punte față 1,5 – 3,5
Suspensie fa ță 1,5 – 3,5
Suspensie spate 5,5 – 8,0
Roți 17,0 – 20,0
Ramă 10,0 – 15, 0
Platformă 11,0 – 16,0
Cabină 5,0 – 14,0
Pentru a putea utiliza datele din tabelu l 2.4, coordonatele centrului de mas ă
pot fi scrise astfel:
∑∑
⋅ ⋅η+η= ⋅⋅
=i
0i
GG
0
ai
0i
amm
1mmamm
a ; (2.15)

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
33

aLb −= ; (2.16)
∑∑
⋅ ⋅η+η= ⋅⋅
=i
0i
GG
0
ai
0i
g hmm
1mmhmm
h . (2.17)

Masa autovehiculului se transmite c ăii prin intermediul pun ților.
Pentru autovehiculele cu dou ă punți, masele ce revin pun ților sunt (fig.2.2):

a 1 mLbm ⋅= ; (2.18)
a 2 mLam ⋅= , (2.19)
respectiv greut ăților:
a 1 GLbG ⋅= ; (2.20)
a 2 GLaG ⋅= . (2.21)

Masa admis ă pe punte este limitat ă de distan ța dintre pun ți și de calitatea
drumului. În cazul drumurilor cu îmbr ăcăminte tare, masa admis ă pe punte nu
poate dep ăși 10000 kg pentru pun ți situate la distan țe mai mici de 3 m și 9000 kg
pentru pun ți care au între ele mai mult de 3 m.
Funcție de masa repatizat ă punților se poate determina masa ce revine unui
pneu.
Astfel:
– pentru pneurile pun ții din față:
2mm1
p1= , (2.22)

– pentru pneurile pun ții spate:
nmm2
p2= . (2.23)
unde n – num ărul de pneuri ale pun ții spate.
Valorile
1pm și
2pm astfel determinate condi ționează împreun ă cu viteza
maximă a autovehiculului tipul pneurilor folosite și caracteristicile de utilizare.

2.5. Alegerea pneurilor

Pneul reprezint ă partea elastic ă a roții și este format ă din anvelop ă și cameră
de aer.
Alegerea tipului de pneu ce urmeaz ă să echipeze autovehiculul proiectat are în
vedere tipul, destina ția și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Func ție de
acestea, se determin ă din cataloage de firm ă sau standarde simbolul anvelopei,
față de care se pot determina sau stabili direct din tabele m ărimile necesare

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
34
calculului dinamic (anexa 2). Categoriile de viteze rezult ă din figura 2.1, lista
simbolurilor indicilor capacit ății de sarcin ă este prezentat ă în tabelul A.2.2, iar
raportul dintre indicele de presiune și unitățile de presiune în tabelul A.2.3..
Datele despre anvelope sunt normalizate prin:
– regulamentul R.30 ECE – ONU (pentru autovehicule și remorci) –
specificarea m ărimilor și dimensiunilor principale ale anvelopelor
europene (tabelele A.2.4 –A.2.9);
– regulamentul R.54 ECE – ONU (pentru autovehicule utilitare și
remorcile lor) – indicativele și cotele de gabarit ale pneurilor
europene (tabelele A.2.10- A.2.30), varia ția sarcinii în func ție de
viteză (tabelul A.2.31);
– STAS-urile pentru anvelopele de fabrica ție româneasc ă:
• STAS 626-80 – Anvelope în construc ție diagonal ă balon,
superbalon și secțiune joas ă;
• STAS 8485-80 – Anvelope în construc ție diagonal ă pentru
autocamioane, autobuze, troleibuze și remorci auto;
• STAS 9090-80 – Anvelope în construc ție radială pentru
autoturisme;
• STAS 9393-86 – Anvelope în construc ție diagonal ă pentru
autoturisme de teren și autoutilitare de transport.
Pentru anvelopele cu acela și simbol, dar cu construc ții diferite dup ă destinație,
alături de simbol se înscrie și destinația.
Alegerea pneului se face dup ă următoarea metodologie:
– se detremin ă greutatea ce revine ro ților din spate și din față;
– se aleg pneurile ce satisfac condi ția de vitez ă maximă;
– funcție de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare, se
orienteaz ă asupra dimensiunilor ro ții;
– se alege tipul pneului;
– se alege presiunea de utilizare pentru satisfacerea condi țiilor de
greuate pe roat ă;
La alegerea pneului, se au în vedere urm ătoarele aspecte:
– pentru asigurarea unei bune confortabilit ăți, puntea fa ță trebuie s ă
fie caracterizat ă de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La
obținerea elasticit ății sporite a pun ții față contribuie și utilizarea
presiunii interioare a aerului din pneu, mai mic ă în față decât în
spate;
– prin reducerea presiunii aerului din pneu la ro țile față, se reduce și
rigiditatea lateral ă a pneului, astfel c ă prin sporirea devia țiilor
laterale se favorizeaz ă imprimarea unui caracter constructiv de
subvirare caracterizat de tendin ța de autostabilizare pe traiectorie
rectilinie.
Funție de anvelopa aleas ă, standardele dau indica ții asupra dimensiunilor
principale.
Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesar ă cunoașterea razei
de rulare, care se apreciaz ă analitic func ție de raza nominal ă a roții și un coeficient
de deformare:
0 r r r ⋅λ= , (2.24)
unde: r 0 – raza ro ții libere determinat ă după diametrul exterior precizat în STAS;

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
35
λ- coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioar ă a aerului
din pneu și are valorile:
935,093,0 − =λ – pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600
kPa (6 bari);
95,0 945,0 − =λ – pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600
kPa (6 bari).
Dacă standardul precizeaz ă mărimea circumferin ței de rulare, atunci raza de
rulare se calculeaz ă cu relația:
π=2Lrr
r , (2.25)

unde L r este circumferin ța de rulare citit ă în standard.
Pentru calcule aproximative se poate considera raza liber ă egală cu raza
nominală:
n 0rr=. (2.26)
Raza nominal ă are expresia:
2Drn=, (2.27)
unde: D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei (fig.2.3).
d – diametrul interior al anvelopei;
H – în ălțimea profilului;
B – l ățimea profilului (balonajul).
H2dD ⋅+= . (2.28)

D
d H H
r0

Fig.2.3. Dimensiunile principale ale anvelopelor

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
36
Exemple de scheme de inscrip ționare a anvelopelor:
1) 185/70 R 14 89/T
TUBELESS M+S (R.30 ECE – ONU)

Este definit ă astfel o anvelop ă care:
– are lățimea profilului (balonajul) de 185 mm;
– are un raport nominal de aspect ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛
BH100 de 70;
– are structur ă radială (R);
– are diametrul interior sau diametrul exterior al jantei pneului de 14
inch sau țoli, adică 356 mm (1 inch = 25,4 mm);
– are o capacitate de sarcin ă de 580 kg, care corespunde indicelui
capacității de sarcin ă 89 (tabelul A. 2.2);
– aparține categoriei de vitez ă T – vitez ă maximă 190 km/h (tabelul
A.2.1);
– poate fi montat ă fără cameră de aer (Tubeless);
– aparține tipului de z ăpadă (M+S).
Înălțimea profilului anvelopei, H, se determin ă din expresia raportului nominal
de aspect:
H54,0185H100BH100 70 ⋅ = = = ;

130 62,12954,070H ≅ = = mm.
Conform rela ției (2.28):
6166,615 13024,2514D ≅ = ⋅+ ⋅ = mm.

Rezultă, conform (2.27):
3082616
2Drr0 n = = = = mm.

2) 250/70 R 20 149/145 J 146 L TUBELESS M+S 257 90 PSI
143
(R.54 ECE – ONU)
Aceste inscrip ții definesc o anvelop ă care:
– are lățimea profilului (balonajul) de 250 mm;

– are un raport nominal de aspect ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛
BH100 de 70;
– are structur ă radială (R);
– are diametrul interior sau diametrul exterior al jantei pneului de 20
inch sau țoli, deci de 508 mm (1 inch = 25,4 mm);
– are o sarcin ă de 3250 kg – simplu – și 2900 kg – jumelat,
corespunzând indicilor capacit ății de sarcin ă 149 și 145 (tabelul
A.2.2);

Parametrii constructivi ai autovehiculelor
37
– aparține categoriei de vitez ă J – vitez ă maximă 100 km/h (tabelul
A.2.1);
– poate să fie utilizat ă de asemenea în categoria de vitez ă L (viteză
maximă 120 km/h), cu sarcin ă de 3000 kg – simplu – și 2725 kg –
jumelat, corespunzând respectiv indicilor capacit ății de sarcin ă de
146 și 143 (tabelul A.2.2);
– poate fi montat ă fără cameră de aer (Tubeless);
– aparține tipului de z ăpadă (M+S);
– este fabricat ă în a dou ăzeci și cincea s ăptămână a anului 1977;
– trebuie s ă fie umflat ă la presiunea de 620 kPa pentru încerc ările
de anduran ță sarcină/viteză, al cărei indice PSI este 90 (tabelul
A.2.3).
Razele ro ții echipate cu o astfel de anvelop ă se calculeaz ă ca și în cazul
exemplului 1. Astfel:

H4,0250H100BH100 70 ⋅ = = = ⇒ 1754,070H = = mm;
858 17524,2520D = ⋅+ ⋅ = mm;
4292858
2Drr0 n = = = = mm.

3

DEFINIREA CONDI ȚIILOR DE AUTOPROPULSARE

Deplasarea autovehiculului în condi țiile cerute de performan țe în ceea ce
pivește dinamicitatea, consumul de combustibil, siguran ța și confortul c ălătoriei,
cerințe ce impun anumite reguli și elemente constructive, presupune cunoa șterea
influențelor exterioare ce se opun înaint ării autovehiculului.
Definirea condi țiilor de autopropulsare, care precede calcul de trac țiune,
împreună cu care condi ționează performan țele autovehiculului, cuprinde
precizarea, func ție de tipul, caracteristicile și destina ția autovehiculului, a cauzelor
fizice pentru for țele de rezisten ță ce acționează asupra autovehiculului, a factorilor
specifici de influen ță și stabilește relațiile analitice de evaluare cantitativ ă a acestor
forțe.
În procesul autopropuls ării autovehiculului, asupra acestuia ac ționează, după
direcția vitezei de deplasare, dou ă tipuri de for țe:
− forțe active – forțele care au acela și sens cu cel al vitezei de deplsare;
− forțele de rezisten ță – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de
deplasare.
Forțele de rezisten ță, cunoscute sub denumirea de rezistențe la înaintare sunt
următoarele:
− rezistența la rulare – este o for ță ce se opune înaint ării autovehiculului și
este determinat ă de fenomenele ce se produc la rularea ro ților pe calea de
rulare;
− rezistența aerului – este o for ță ce se opune înaint ării autovehiculului și
este datorat ă interac țiunii dintre autovehiculul în mi șcare și aerul
considerat în repaus;
− rezistența pantei – este o for ță dotorată înclinării longitudinale a drumului
și reprezint ă o forță de rezisten ță la urcarea pantelor, și o forță activă la
coborârea pantelor;
− rezistența la demaraj – este o for ță datorată inerției autovehiculului în
mișcare și reprezint ă o forță de rezisten ță în timpul mi șcării accelerate și
do forță activă în regimul mi șcării decelerate.
Mișcarea autovehiculului, consecin ță a acțiunii asupra lui a for țelor active și de
rezistență poate fi:
− mișcare uniform ă (cu vitez ă constant ă);
− mișcare accelerat ă (viteza cre ște) – regim numit “regimul demar ării”;
− mișcare decelerat ă (viteza scade); aceste regim poate fi realizat prin rulare
liberă, când regimul decelerat este datorat încet ării acțiunii forței de
tracțiune și prin frânare, când regimul decelerat este datorat ac țiunii forței
de frânare dezvoltat ă la roțile automobilului.

Definirea condi țiilor de autopropulsare
39
Autopropulsare autovehiculului se datoreaz ă energiei mecanice primite de
roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibil ă când aceast ă energie
este în concordan ță cu necesarul de momente și puteri pentru învingerea
rezistențelor la înaintare. De aici rezult ă ca deosebit de important ă în definirea
condițiilor de autopropulsare cunoa șterea, pentru fiecare din rezisten țele la
înaintare, a cauzelor fizice care le genereaz ă, a principalelor m ărimi și factori de
influență și a posibilit ăților de evaluare analitic ă,

3.1. Rezisten ța la rulare

3.1.1. Generarea rezisten ței la rulare
Rezisten ța la rulare, R
r, este o for ța cu acțiune permanent ă datorată exclusiv
rostogolirii ro ților pe cale, și este de sens opus sensului de deplasare al
automobilului.
Cauzele fizice ale rezisten ței la rulare sunt:
− deformarea cu histerezis a pneului;
− frecările superficiale dintre pneu și cale;
− frecările din lag ărele butucului ro ții;
− deformarea c ăii de rulare;
− percuția dintre elementele benzii de rulare și microneregularit ățile căii de
rulare;
− efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de
rulare pe suprafa ța netedă a căii de rulare.
Între cauzele amintite mai sus, în cazul autoturismelor – care se deplaseaz ă
pe căi rigide, netede, aderente – ponderea important ă o are deformarea cu
histerezis a pneului.
Ca urmare a modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu
și cale cenrtul de presiune al amprentei este deplasat în fa ța centrului contactului
cu mărimea “a”(fig. 3.1.a).
a) b)
Fig. 3.1. Acțiunea momentului de rezisten ță la rulare asupra unei ro ți motoare
a) rezultanta for țelor din pata de contact “Z”; b) reducerea reac țiunii normale Z (punctul O p).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
40
Din condi ția de echilibru a ro ții libere (roate care ruleaz ă sub acțiunea unei
forțe de împingere R r) apicând metoda izol ării corpurilor prin desfacerea leg ăturilor
ei cu calea și automobilul, se ob ține o forță tangențială sub form ă:
ZraX 0 M
rOr⋅= ⇔= ∑ ( 3 . 1 )
unde: r r este raza de rulare a ro ții;
Z reac țiunea normal ă dintre pneu și cale;
Notând produsul
Za Mrul ⋅= ( 3 . 2 )
care reprezint ă momentul rezisten ței la rulare (fig.3.1.b) expresia for ței datorate
rostogolirii ro ții pe cale devine:
Zra
rMR
d drul
r ⋅ = = (3.3)
Aceast ă forță, generat ă de deplasarea suportului reac țiunii normale fa ță de
verticala centrului ro ții de nume ște rezistența la rulare R r și reprezint ă forța cu care
roata se opune deplas ării în sensul și direcția vitezei automobilului.
Deoarece determinarea deplas ării “a” este dificil ă, ea fiind în acela și timp o
mărime cu o valoare dat ă pentru un pneu dat în condi ții precizate de mi șcare,
pentru calcul rezisten ței la rulare este preferabil ă folosirea unei m ărimi relative,
având natura unui criteriu de similitudine, care permite extinderea utiliz ării sale în
condiții mai generale. Aceast ă mărime este coeficientul rezisten ței la rulare f dat de
relația:

draf= (3.4)

3.1.2. Factori de influen ță asupra rezisten ței la rulare.

Principalii factori care influen țează rezisten ța la rulare sunt:
– viteza de deplasare a autovehiculului;
– caracteristicile constructive ale pneului;
– presiunea interioar ă a aerului din pneu;
– sarcina normal ă pe pneu;
– tipul și starea c ăii de rulare;
– forțele și momentele aplicate ro ților.
Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibil ă deoarece to ți
parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rul ării lui.

3.1.3. Calculul rezisten ței la rulare.

Se constat ă că multitudinea de factori aminti ți mai sus face dificil ă
determinarea cu exactitate a coeficientului rezisten ței la rulare în orice moment al
rulării roții, de accea apare necesitatea utiliz ării unor rela ții/seturi de rela ții empirice
pentru determinarea acestui coeficient. Exprimarea acestora este divers ă prin
numărul și calitatea m ărimilor de intrare.
Pentru calculele inginere ști simple se poate adopta valoarea coeficientului
rezistenței la rulare în func ție de calitatea drumului pe care se deplaseaz ă
autovehiculul, dup ă recomand ările din tabelul 3.1.

Definirea condi țiilor de autopropulsare
41

Tabelul 3.1. Valori medii ale coeficientului rezisten ței la rulare.
Natura căii Starea c ăii Coeficientul de rezisten ță la rulare
bună 0,015-0,018 Asfalt sau beton satisfacatoare 0,018-0,022
Șosea pietruit ă bun ă 0,020-0,025
stare bună 0,025-0,030 Șosea pavat ă cu hârtoape 0,035-0,050
uscată bătătorită 0,025-0,035
după ploaie 0,050-0,150 Drum de p ământ
desfundat 0,100-0,250
Drum cu gheat ă sau gheață 0,015-0,030
afânata 0,07-0,100 Drum cu zăpadă bătătorită 0,03-0,05

În situa ția în care este necesar ă determinarea puterii necesare autopropuls ării
autovehiculului cu viteza maxim ă pentru situa ția deplas ării pe un drum din asfalt
sau beton coeficientul rezisten ței la rulare poate fi determinat cu ajutorul graficului
din figura 3.2.

Fig.3.2. Determinarea coeficeintului rezisten ței la rulare

Pentru a se studia modul în care rezisten ța la rulare influen țează
comportamentul dinamic al autovehiculului de proiectat pentru determinarea
coeficientului rezisten ței la rulare se pot folosi diverse rela ții empirice de calcul.
Cele mai simple dintre formule utilizate pun în eviden ță viteza de deplasare
sub forma [8]:
3
032
02 01 0 R Vf VfVfff ⋅ + ⋅ +⋅ += (3.5)

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
42
unde f 0 este coeficientul de rezisten ță la rulare pentru vitez ă nulă, și foj, j=1,2,3 sunt
coeficien ți dintre care unii pot fi nuli. Ca exemplificare se prezint ă î n v a l o r i a l e
acestor coeficien ți (tabelul 3.2)

Tabelul 3.2. Parametrii pentru calculul coeficientului de rezisten ță la rulare.

Tipul pneului 0f
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡
kmh,f01
⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
kmh,f2
02
⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
kmh,f3
03
Cord metalic 210 3295,1−⋅ 510 8664,2−⋅ − 710 8036,1−⋅ 00,0
Radial
Cord textil 210 3854,1−⋅ 510 21337,1−⋅ − 710 6830,1−⋅ 00,0
Secțiune
foarte joas ă 210 6115,1−⋅ 610 9130,9−⋅ − 710 3214,2−⋅
00,0
Secțiunea
joasă 210 6110,1−⋅ 510 0002,1−⋅ − 710 9152,2−⋅
00,0 Radial
Superbalon 210 8360,1−⋅ 510 8725,1−⋅ − 710 9554,2−⋅
00,0

Tot o rela ție în care este pus ă în eviden ță numai viteza de deplasare este[8]:
4
4,r 1,r 0,r rh/km100Vfh/km100Vf ff⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ +⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ + = (3.6)
ai cărei coeficien ți se aleg cu ajutorul diagramelor din figura 3.3.
Figura 3.3. Coeficienții fr,0, fr,1, fr,4
O altă relație de calcul este [1]:
5
r100V0085,0 0125,0f ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅ + = (3.7)
sau [17]:

Definirea condi țiilor de autopropulsare
43
5,2
s 0 r100Vfff ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅+= ( 3 . 8 )
unde v este in km/h iar coeficien ții se aleg cu ajutorul diagramei din figura 3.4

Fig.3.4. Coeficienții f0, fs

Pentru cazul în care se consider ă și presiunea din pneu rela țiile de calcul sunt
[1]:
03,2
i97,3
64,0
i4
p 10 778,0V
p10 202f
⋅ ⋅+⋅=−
(3.9)
sau pentru determinarea direct a puterii necesare pentru învingerea rezisten ței la
rulare a rotii [1]:
6,3V
p 1094,12V7,3
p20P08,2
i3 64,0
irul ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
⋅ ⋅⋅+ = (3.10)

În figura 3.5 sunt reprezentate valorile ob ținute prin evaluarea coeficientului
rezistenței la rulare cu ajutorul rela țiilor (3.5), (3.6), (3.7), (3.8)
Rela ția (3.5) devine dup ă alegea coeficien ților:
3 2 7 5 2
r V0 V 10 8036,1V 10 8664,2 10 3295,1f ⋅+ ⋅ ⋅ +⋅ ⋅ − ⋅ =− − −;
relația (3.6) devine:
4
2 2 2
rh/km100V1006,0h/km100V1025,0 10 775,0f⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ ⋅ +⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ ⋅ + ⋅ =− − −
relația (3.8) devine:
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ + =h/km100V007,0 012,0fr .

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
44

Fig.3.5. Variația coeficientului rezisten ței la rulare
în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului

Cu excep ția rezultatelor ob ținute cu ajutorul rela ției (3.7) se constat ă pentru
relațiile (3.5), (3.6), (3.8) o bun ă similitudine între rezultatele ob ținute.
Astfel pentru determinarea coeficientului rezisten ței la rulare se recomand ă
utilizarea uneia dintre rela țiile (3.5), (3.6), (3.8), în func ție de datele cunoscute legat
de alegerea coeficien ților acestor expresii.
Pentru întreg automobilul rela țiile de calcul ale for ței și puterii necesare
învingerii rezisten ței la rulare sunt:
∑
=⋅ =Nr
1iri i r Zf R [daN] (3.11)
unde i=1,2…N r; fi este coeficientul rezisten ței la rulare pentru roata i, Z ri este
reacțiunea normal ă la roata i, iar N r este num ărul de roți al autovehiculului.
Date fiind dificult ățile utilizării relației (3.11.) se consider ă f=f I=const.
Astfel rela ția devine:
α ⋅ ⋅= ⋅=∑
=cosGf Z f RaNr
1iri r [daN] (3.12)
unde G a este greutatea autovehiculului iar α este unghiul de înclinare longitudinal ă
a drumului.
Puterea necesar ă învingerii acestei rezisten țe se calculeaz ă cu relația:
v cosGf Pa r ⋅α ⋅ ⋅= [kW] (3.13)
unde v este viteza exporimat ă în m/s sau:

Definirea condi țiilor de autopropulsare
45
360V cosGfPa
r⋅α ⋅ ⋅= [kW] (3.14)
unde V este viteza autovehiculului exprimat ă în km/h.

3.2. Rezisten ța aerului.

3.2.1. No țiuni de aerodinamica autovehiculului.

Aerodinamica autovehiculelor se ocup ă de fenomenele care se produc la
interacțiunea dintre autovehicul și aerul înconjur ător și folosește principiile generale
ale aerodinamicii teoretice. In cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc
forțele și momentele ce ac ționează, din partea aerului în repaus sau în mi șcare,
asupra autovehiculelor aflate în mi șare. De asemenea se analizeaz ă căile de
modificare a interac țiunii dintre aer și autovehicul astfel încât s ă se îmbun ătățească
performan țele acestora.
Aerodinamica autovehiculelor studiaz ă cu precădere urm ătoarele aspecte:
− rezistența la înaintare datorat ă aerului și căile pentru mic șorarea acesteia;
− efectele interac țiunii cu aerul asupra stabilit ății autovehiculelor și metode
de îmbun ătățirea stabilit ății aerodinamice;
− efectele interac țiunii cu aerul asupra aderen ței autovehiculelor cu calea de
rulare și metode de cre ștere a acesteia;
− mișcarea aerului în interiorul autovehiculului și alegerea adecvat ă a
diferitelor orificii de absorb ție și evacuare a aerului în vederea ventil ării
caroseriei și a răcii diferitelor organe.
Curgerea curentului de aer pe lâng ă caroseria autovehiculului este modelat ă
de legătura dintre presiune și viteză exprimate de ecua ția lui Bernoulli:
total dinamic static p p p = + ( 3 . 1 5 )
sau:
t2
s p v21p =⋅ρ⋅+ ( 3 . 1 6 )
unde: ρ este densitatea aerului;
v – viteza aerului (relativ ă față de autovehicul).
La contactul cu corpul caroseriei autovehiculului curentul de aer se desparte: o
parte va trece pe deasupra, o alta parte
printre caroserie și calea
de rulare iar o a treia parte a curentului de aer
va lovi corpul caroseriei.
Dac ă se presupune
însă că la contactul
dintre aer și suprafa ța
caroseriei nu exist ă
frecare atunci sc ăderea
de presiune se
transform ă în cre ștere
de vitez ă.Insă. la
Fig.3.6. Distribuția de presiune în lungul sec țiunii longitudinale.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
46
contactul cu caroseria viteza aerului (considerat în mi șcare laminar ă) scade brusc
la zero datorit ă frecării apărând astfel o varia ție a presiunii (fig 3.6).
Acest fenomen determin ă rezisten ța la înaintare datorat ă interacțiunii cu aerul.
Fiind inevitabil ă se încearc ă realizarea unor forme optime ce presupun resurse
minime pentru invingerea acestei rezisten țe.

3.2.2. Influen ța formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale.

Pentru a urm ări aceast ă influența se consider ă corpuri simple și corpuri de
caroserie pentru care au fost determina ți coeficien ții rezisten ței aerului cx.
Fig.3.7. Rezistențele normale și longitudinale pentru diferite modele de caroserie
Sedan
czf = 0.136czs = 0.246
cx = 0.358czs = 0.279
czf = 0.133
cx = 0.358Coupe
czs = 0.063czf = 0.116
cx = 0.33Station Wagon czs = 0.118
czf = 0.135
cx = 0.315Fastback
cx = 1.95
cx = 1.42
cx = 0.32
cx = 0.007
cx = 0.85 c x = 0.50
cx = 0.45cx = 0.32
Fig.3.8. Influența formei asupra coeficeintului rezisten ței aerodinamice.

Definirea condi țiilor de autopropulsare
47
Acest coeficient c x este strnâns legat de forma corpului și de aceea modific ări
ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit mic șorarea acestuia,
aceasta f ără a afecta imaginea de ansamblu a autovehiculului.

Utilizarea razelor de racordare dintre diferitele elemente ale caroserie poate
duce la optimizarea coeficientului rezisten ței aerului.

Fig.3.10. Influența razelor de racord ale caroserie (din [8]).

forma originala
forma optim ă
modificările efectuateFormaCx
Fig.3.9. Optimizarea detaliilor constructive
cx
r [m]

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
48
De asemenea propor ția între dimensiunile de gabarit ale autovehicului poate
produce o modificare a acestui coeficient.
Fig.3.11. Influența dimensiunilor de gabarit ale caroseriei (din [8]).

Prezentarea evolu ției formei autovehiculelor precum și a valorilor ceoficeintului
rezistenței aerului ofer ă informa ții legate de alegerea coeficientului rezisten ței
aerului ce caracterizeaz ă autovehiculul de proiectat.

Fig.3.12. Evoluția formei autovehiculului (din [8]).

r,d [m] cx
cx

Definirea condi țiilor de autopropulsare
49
3.2.3. Calculul rezisten ței aerului.

Pentru calculul rezisten ței se recomand ă utilizarea rela ție:
2
x a vAc21R ⋅⋅⋅ρ⋅= ( 3 . 1 7 )
unde: ρ – este densitatea aerului: ρ=1,225 kg/m3 (31033 101p−⋅⋅ = [N/m2] și
T=288 K)
c x – coeficientul de rezisten ță al aerului;
A – aria sec țiunii transversale maxime;
v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s].
Aria transversal ă maximă se determin ă cu suficient ă precizie (erori sub 5%)
după desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontal ă utilizând rela ția:
HBA ⋅= ( 3 . 1 8 )
unde: B este ecartamentul autovehiculului [m];
H este înaltimea autovehiculului [m].
Valori medii ale parametrilor aerodinamici sunt prezentate în tabelul 3.3.

Tabelul 3.3. Valori medii ale parametrilor aerodinamici
Tipul autovehiculului A [m²] C x
Automobil sport 1,0-1,3 0,2-0,25
Autoturism cu caroseria închis ă 1,6-2,8 0,3-0,5
Autoturism cu caroseria deschis ă 1,5-2,0 0,65-0,8
Autobuz 3,5-7,0 0,7-0,8
Autocamion cu plaform ă deschisă 3,0-5,3 0,9-1,0
Autotren rutier, cu dou ă elemente caroserie
platformă 4,0-5,3 1,0-1,25
Autofurgon 3,5-8,0 0,6-0,75
Autotren rutier cu dou ă elemente coroserie
furgon 7,0-8,0 0,95-1,0

3.3. Rezisten ța la pant ă.

La deplasarea autovehiculului pe c ăi cu înclinare longitudinal ă,forța de
greutate genereaz ă o component ă Rp după direcția deplas ării dată de relația :
α⋅⋅ = singm Ra p ( 3 . 1 9 )
Aceast ă forță este forță de rezisten ță la urcarea pantelor (de sens opus vitezei
de deplasare) și forță activă la coborârea pantelor.
Pentru pante cu înclin ări mici (o17≤α ) la care eroarea aproxim ării
α=αtg sin este sub 5% panta se exprim ă în procente: α=tg%p .
În acest caz expresia rezisten ței la pant ă este dat ă de relația:
pG Ra p ⋅ = ( 3 . 2 0 )
Alegerea unghiului de înclinare longitudinal ă a căii se face func ție de tipul și
destinația automobilului (tabelul 3.4).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
50
Tabelul 3.4. Valori medii si maxime ale unghiului de înclinare longitudinal ă a căii
Tipul autovehiculului Valori medii Valori maxime admise
Autovehicule cu o singur ă punte motoare 17°-19° 22°
Autovehicule cu dou ă punți motoare 28°-32° 35°

Deoarece rezisten ța la rulare cât și rezisten ța la pant ă sunt determinate de
starea și caracteristicile c ăii de rulare, se folose ște gruparea celor dou ă forțe într-o
forță de rezisten ță totală a căii ()ΨR , dată de relația
() Ψ⋅ =α +α ⋅⋅ = + =Ψ a a p r G sin cosf G R R R (3.21)
unde α +α ⋅=Ψ sin cosf este coeficientul rezisten ței totale a c ăii de rulare.

3.4. Rezisten ța la demarare.

Regiurile tranzitorii ale mi șcării autovehiculului sunt caractrizate de sporiri ale
vitezei (demar ări) și reduceri ale vitezei (frân ări). Rezisten ța la demarare (R d) este
o forță de rezisten ță ce se manifest ă în regimul de mi șcare accelerat ă a
autovehiculului.
Ca urmare a leg ăturilor cinematice determinate în lan țul cinematic al
transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de transla ție a
autovehiculului se ob ține prin sporirea vitezelor unghiulare de rota ție ale
elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în mi șcare de transla ție
capătă o accelera ție liniară iar piesele în rota ție accelera ții unghiulare.
Influen ța asupra iner ției în transla ție a pieselor aflate în rota ție se face printr-un
coeficient δ, numit coeficientul de influen ță al maselor în mi șcare de rota ție.
Rezisten ța la demarare este astfel dat ă de relația:
dtdvm Ra d ⋅δ⋅ = (3.22)
unde: m a este masa autovehiculului [kg]
δ este coeficientul de influen ță al maselor aflate în mi șcare de rota ție;
adtdv=accelerația mișcării de transla ție a autovehiculului [m/s2].
Pentru calculul rezisten ței la demarare este necesar ă cunoașterea mărimii
coeficientului de influen ță al maselor în mi șcare de rota ție.
Ca metode de alegere a m ărimii coeficientului de influen ță a pieselor în
mișcare de rota ție, bibliogafie se specialitate recomanda mai multe metode:
a) utilizarea dac ă se dispune de studiul solu țiilor similare a valorilor
corespunz ătoare autovehiculelor cu caracteristicile cele mai apropiate.
În acest caz se estimeaz ă pe baza schemei din figura 3.13. valoarea în prima
treaptă cu relația:
2
r aR
t2
r2
02
1
aam
1r1
mI
rii
mI1CV ∑∑⋅ +η⋅⋅
⋅ +=δ+ (3.23)
unde: I m+a este momentul masic de iner ție al pieselor motorului și al ambreiajului
reduse la arborele primar al cutiei de viteze;
I R este momentul masic de iner ție al unei ro ți;
i cv1 este raportul de transmitere al primei trepte de vitez ă din cutia de
viteze;

Definirea condi țiilor de autopropulsare
51
i 0 este raportul de transmitere al transmisiei principale;
η t este randamentul transmisiei;
r r este raza de rulare a ro ților.
Fig.3.13. Modelul dinamic simplificat al autovehiculului

Pentru celelalte trepte, grupând constantele se ob ține relația de calcul:
R2
CVkM k i 1 δ+ ⋅δ+=δ (3.24)
cu : t 2
r2
0
aM
Mri
mIη⋅⋅ =δ ( 3 . 2 5 )
și: 2
r aR
Rr1
mI
⋅ =δ∑ ( 3 . 2 6 )
b) Utilizarea de valori medii func ție de tipul și caracteristicile automobilului din
datele statistice cuprinse în tabelele 3.5, 3.6 sau figura 3.14

Tabelul 3.5.
Momente de iner ție Tipul autovehiculului
Im+a IR icv1 i0 δ1
Autoturisme 0,2-0,7 2,0-6,0 3-4 3-4 1,2-1,4
Autobuze, autocamioane 0,4-0,9 3-15 6-8 4-7 1.8-2,7

Tabelul 3.6. Valori ale coeficiten ților maselor în rota ție
Tipul autovehiculului δM δR icv1
Autoturisme 0,02-0,04 0,02-0,03 3-4
Autobuze, autocamioane 0,02-0,04 0,03-0,05 6-8

c) Pentru autoturisme se poate utliza rela ția de calcul:
2
02
k k ii 0025,004,1 ⋅⋅ + =δ ( 3 . 2 7 )
unde: kieste raportul de transmitere al treptei cuplate în cutia de viteze ;
0i este raportul de transmitere al transmisiei principale.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
52

Fig.3.14. Recomand ări de alegere a valorilor coeficien ților de influen ță
a maselor în mi șcare de rota ție.

În privința accelera țiilor, ca valori de performan ță ce urmeaz ă a fi realizate de
autoturisme, în tabelul 3.7. sunt cuprinse valori maxime și valori medii.
Punctul de aplicare al rezisten ței la demarare este centrul de greutate al
automobilului.

Tabelul 3.7. Valori maxime și valori medii ale accelera țiilor
Acelerații medii m/s² Tipul autovehiculului Accelera ții maxime m/s² treapta I ultima treapt ă
Autoturisme cu caracteristici sport Limita aderen ței 3,0-3,5 1,0-1,5
Autoturisme 3,5-4,5 2,5-3,5 0,8-1,2
Autobuze urbane 1,8-2,0 1,6-1,8 0,4-0,8
Autobuze turistice și interurbane 2,3-3,0 1,9-2,3 0,6-1,0
Autocamioane 2,3-2,5 1,7-4,0 0,3-0,5

3.5.Exemplu de calcul

Dup ă alegerea parametrilor pricipali ai autovehiculului, în urma efectu ării
studiului solu țiilor similare rezisten țele la înaintare sunt:
1. Rezisten ța la rulare . Pentru a calcul coeficientul rezisten ței la rulare se
utilizează relația (3.7). Rela ția oferă cele mai bune rezultate în domeniul
de interes comparabile cu cele medii indicate.
Valorile coeficientului reziste ței la rulare pentru func ția aleasă sunt:

Definirea condi țiilor de autopropulsare
53

Tabelul Ex.3.1. Valorile coefientului rezisten ței la rulare
0 0.0075
20 0.0080 40 0.0085 60 0.0091 80 0.0097 100 0.0106
120 0.0117
140 0.0133 160 0.0154 180 0.0183 185 0.0192

Pentru învingerea rezisten ței la rulare for ță necesar ă și puterea necesar ă sunt
(relațiile (3.13) și (3.14)):

Tabelul Ex.3.2 Forța și puterea necesare învingerii rezisten ței la rulare.
V [km/h] Rr [N] Pr [kW]
20 105.9607 0.5887 40 112.7732 1.2530 60 120.2213 2.0037 80 129.0680 2.8682 100 140.3811 3.8995
120 155.5338 5.1845
140 176.2042 6.8524 160 204.3758 9.0834 180 242.3370 12.1168 185 253.6541 13.0350

Fig.Ex.3.1 Calculul coeficientului rezisten ței la rulare

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
54

2. Rezisten ța aerului . Pentru autovehiculul de studiat s-au calculate pentru
forma aleas ă a autovehiculului c x=0,35 și A=1,82 m².
Valorile for ței și puterii necesare învingerii rezisten ței aerului sunt (calculate cu
relația (3.17)):

Tabelul Ex.3.3. Forța și puterea necesare învingerii rezisten ței aerului.
v [km/h] Ra [N] Pa [kW]
10.00 3.01 0.01 20.00 12.04 0.07
40.00 48.17 0.54 60.00 108.38 1.81
80.00 192.67 4.28 100.00 301.05 8.36 120.00 433.51 14.45
130.00 508.78 18.37
140.00 590.06 22.95
150.00 677.37 28.22
160.00 770.69 34.25 170.00 870.04 41.09
180.00 975.41 48.77
185.00 1030.35 52.95

Fig.Ex.3.2. Forța necesară învingerii rezisten ței la rulare

Definirea condi țiilor de autopropulsare
55

3.
Rezisten ța la pant ă. Valoarea rezisten ței la pant ă în funcție de unghiul
pantei este reprezentat ă în figura Ex.3.4:
Fig.Ex.3.4. Forța necesară învingerii rezisten ței la pantă.

Fig.Ex.3.3. Forța necesră învingerii rezisten ței aerului.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
56

Tabelul Ex.3.4. Valorile rezisten ței la pantă
Calculate cu rela ția (3.20)
α[°] Rp [N]
2 556.34
4 1112.01
6 1666.31
8 2218.59
10 2768.17
12 3314.37
14 3856.54
16 4394.00
17 4660.77

4. Rezisten ța la demaraj
Adoptând în func ție de valorile tipurilor similare de autoturisme valorile
preliminare:
I M =0,5 [kgm2]; I R=4,0 [kgm2]; i cv1=3,5; i o =3,2
și având în vedere valorile determinate anterior: m a=16250 [kg], r r=0,311 [m],
valorile preliminare ale coeficien ților δM, δR și δ1,
0194,0 92,0
311,08,3
162523,0
22
am = ⋅ ⋅ = δ+
0223,0
311,01
16255,3
2R = ⋅ =δ
2419,1 0223,0 4,302,012
1 = + ⋅ +=δ

3.6. Ecua ția general ă de mișcare rectilinie a automobilului.

Pentru stabilirea ecua ției generale de mi șcare se consider ă automobilul în
mișcare rectilinie, pe o cale cu înclinare α, în regim tranzitoriu de vitez ă cu
accelera ție pozitiv ă.
Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilan țul de trac țiune, care
reprezint ă ecuația de echilibru dup ă direcția vitezei automobilului, de forma:
d p a r R R R RR F + + + = [N] (3.24)
în care: RFeste forța activă;
d p ar R,R,R,R – rezisten țele la înaintare.

Bilan țul de trac țiune exprim ă egalitatea dintre for ța totală la roată – obținută
prin însumarea for țelor tangen țiale de la toate ro țile motoare – și suma
rezistențelor la înaintarea autovehiculelor, de unde rezult ă:
)2vAxC21cosaG sinfaGRI(
am1
dtdv⋅⋅ ⋅ρ⋅−α ⋅ −α ⋅⋅ −⋅δ= (3.25)

Definirea condi țiilor de autopropulsare
57

sau:
)2vAxC21
aGRF(
am1
dtdv⋅⋅ ⋅ρ⋅−ψ⋅ −⋅δ= (3.26)
în care for ța F R numită forța la roată reprezint ă acțiunea momentului motor asupra
roților. Expresia analitic ă a acestei for țe este:
vP
riMFt
rttr
Rη⋅=η⋅= ( 3 . 2 7 )
unde:
M este momentul dintr-un punct de pe caracteristica exterioar ă
corespunz ător unei tura ții n a motorului;
P este puterea în acelea și condiții;
TRη este randamentul transmisiei;
i tr este raportul de transmitere al transmisiei;
r r este raza de rulare a ro ților;
v este viteza de deplasare a automobilului.
În func ție de condi țiile de autopropulsare ale automobilului, din ecua ția de
mișcare (3.25) se definesc mai multe forme particulare și anume:

a) Deplasarea cu vitez ă maximă.
Prin conven ție “viteza maxim ă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care
automobilul se poate deplasa pe o cale orizontal ă. Ca urmare în condi țiile vitezei
maxime când 0=α și 0dtdv. const vvmax = ⇒ = = din expresia ecua ției de
mișcare dată de relația (3.25) se ob ține forma particular ă
[]N vAC21fG F2
max x a vRmax⋅⋅⋅ρ⋅+⋅ = (3.28)

b) Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinal ă maximă sau pe calea cu
rezistență specifică minimă.
Deplasarea pe panta maxim ă (sau pe cale cu rezisten ța specific ă maximă) se
obține când întreaga for ță disponibil ă este utilizat ă pentru învingerea rezisten țelor
legate de tipul și caracteristicile drumului ΨR. Pentru acest caz, având în vedere și
faptul că la viteze mici, specifice deplas ării automobilului pe panta maxim ă,
rezistența aerului este neglijabil ă in raport cu celelate for țe din expresia for ței la
roată dată de relația (3.26) se ob ține forma particular ă:
max a R G F
maxψ⋅ =
Ψ [N] ( 3 . 2 9 )

c) Pornirea de pe loc cu accelera ția maxim ă
Pornirea de pe loc cu accelera ția maxim ă se obține în condi ția în care intreaga
forța disponibil ă se utilizeaz ă pentru sporirea vitezei automobilului, situa ție ce
corespunde pornirii din loc ( 0 v0=) pe cale orizontal ă ( 0=α ). Pentru acest caz,
de autopropulsare pe cale orizontal ă cu pornire din loc (rezisten ța aerului este
nulă) expresia for ței la roat ă dată de relația (3.25) se reduce la forma particular ă

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
58

max11 a a RdtdvmfG F
max1a⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅δ⋅ +⋅ = [N] (3.30)
unde:

max1max1dtdva ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛= este accelera ția maxim ă în treapta I.

4

REACȚIUNILE NORMALE ALE C ĂII DE RULARE
ASUPRA RO ȚILOR AUTOVEHICULELOR

În timpul deplas ării autovehiculului reac țiunile la ro ți nu rămân constante, ci se
modifică în func ție de regimul de mi șcare și de starea lui de înc ărcare.
Cunoașterea valorilor acestor reac țiuni este necesar ă la stabilirea condi țiilor limită
de înaintare, definite prin aderen ță, la studiul frân ării și al stabilit ății, precum si
pentru calculul de dimensionare și verificare a elementelor componente ale
punților.

4.1. Rela ții de calcul

Pentru a determina reac țiunile normale Z 1 și Z2 la puntea fa ță și, respectiv,
puntea din spate se utilizeaz ă modelul dinamic din figura 4.1,determinat prin
metoda izol ării automobilului de cale și de mediu.

Fig.4.1. Schema for țelor, momentelor și reacțiunilor ce ac ționează
asupra unui autovehicul cu dou ă punți în cazul general de mi șcare
1.

1 Semnifica țiile notațiilor din figura 4.1 sunt urm ătoarele: Z 1,Z2 – reacțiuni normale; X 1,X2 – reacțiuni
tangențiale; R a – rezisten ța aerului; F az – forța portant ă; G a – greutatea automobilului; R d – rezisten ța la
demarare; M rul1,Mrul2 – momentele rezisten țelor la rulare; M i1,Mi2 – momentele de iner ție ale ro ților; c a-
centrul longitudinal de presiune; c g – centul de greutate; L – ampatamentul automobilului; h a, a, b –
coordonatele centrului de greutte; h a – înălțimea centrului dlongitudinal de presiune; α – unghiul de
inclinare longitudinal ă a căii de rulare.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
60
În rezolvarea acestei probleme se va considera autovehiculul ca un rigid, f ără
se se țină seama de mi șcările suplimentare care intervin datorit ă oscilațiilor
suspensiei, chiar atunci când calea de rulare este perfect plan ă, așa cum se
admite în cazul de fa ță.
Pentru determinarea direct ă a forțelor Z 1 și Z 2, considerând automobilul in
echilibru static , ecuația de momente în jurul centrul de greutate al autovehiculului
cg are forma:
( ) 0 M M M MhX hX hhRbZaZ
2 1 2 1 i i rul rul g 2 g 1 a g a 2 1 = + + + +⋅ +⋅ + − ⋅ +⋅ −⋅
( 4 . 1 )
Ecua ția de proiec ție a forțelor pe normala la cale este:
az a 2 1 F cosG ZZ −α ⋅ = + ( 4 . 2 )
Neglijând for ța portant ă azF în raport cu celelate for țe, relația devine:
α ⋅ = + cosG ZZa 2 1 ( 4 . 3 )
Admitem c ă: r 2r 1r r rr = = ; fff2 1 = =și se obține:
α ⋅⋅⋅=⋅⋅+⋅⋅= + cosGrf ZrfZrf M Ma r 2 r2 1 r1 rul rul2 1 2 1 (4.4)
( )dtdv
r1IIdtIdtI M M
rr r2
r1
r i i2 1 2 1 2 1⋅⋅ + =ω⋅+ω⋅= + (4.5)

4.2. Calculul reac țiunilor normale în regimul demar ării la limita de
aderență.

4.2.1. Autovehicule cu o singur ă punte motoare (4×2).
Cazul punte motoare fa ță
. În situa ția autovehiculelor cu o singur ă punte
motoare și pentru care aceasta este puntea fa ță relațiile de leg ătură dintre
reacțiunile normale Z și reacțiunle tangen țiale X sunt date de:

⎩⎨⎧
⋅=⋅ϕ=
2 21 1
Zf XZ X ( 4 . 6 )
În aceste condi ții ecuația (4.1) devine:
( ) 0 M M M MhZf hZ hh RbZaZ
2 1 2 1 i i rul rul g 2 g 1 a g a 2 1 = + + + +⋅⋅+⋅⋅ϕ+ − ⋅ +⋅ −⋅
( 4 . 7 )
Grupând termenii ob ținem:
( ) ( ) ( ) 0 M M M M hhR hfbZ h aZ
2 1 2 1 i i rul rul a g a g 2 g 1 = + + + + − ⋅ + ⋅−⋅ − ⋅ϕ+⋅
( 4 . 8 )
În regimul demar ării, la pornirea din loc, dat fiind faptul c ă viteza de deplasare
a autovehiculului este mic ă și rezisten ța aerului este mic ă în compara ție cu restul
termenilor din rela ția (4.8), astfel c ă se poate neglija (R a0≅).
De asemenea, coeficientul rezisten ței la rulare f ,definit ca func ție de viteza de
deplasare a autovehiculului, în situa ția plecării de pe loc acesta are valori foarte
mici ( )0f≅.
Din rela ția (4.3) se determin ă reacțiunea normal ă Z2:
1 a 2 Z cosG Z −α ⋅ =

Reacțiunile căii de rulare asupra ro ților autovehiculelor
61
și înlocuind în rela ția (4.8), corectat ă cu ipoteza vitezelor mici, simplificatoare, se
obține:
( )( )( ) 0 M M hfb Z cosG h aZ
2 1 i i g 1 a g 1 = + + ⋅−⋅ −α ⋅ − ⋅ϕ+⋅
sau:
( ) 0 M Mb cosG h baZ
2 1 i i a g 1 = + +⋅α ⋅ − ⋅ϕ++⋅ (4.9)
Cu observa ția că:
rr r a
rII
gGb2 1+
>> ⋅ realția (4.9) devine:
( ) 0b cosG h baZa g 1 =⋅α ⋅ − ⋅ϕ++⋅ (4.10)
Reac țiunea normal ă la roțile punții față în regimul demar ării este:
α ⋅
ϕ⋅ +⋅ =⋅ϕ+α ⋅⋅= cos
Lh
1Lb
Gh LcosGbZ
ga
ga
1 (4.11)
Reac țiunea normal ă la roțile punții spate este:
α ⋅
ϕ⋅ ++
⋅ = cos
Lh
1Lh
La
G Z
gg
a 2 ( 4 . 1 2 )
Coeficien ții de încărcare dinamic ă sunt defini ți astfel
2,1j,GZ
m
jj
j = = ( 4 . 1 3 )
de unde:
α ⋅
ϕ⋅ += cos
Lh
11m
g1 respectiv α ⋅
ϕ⋅ ++
= cos
Lh
1ah
1
m
gg
2 (4.14)

Cazul punte motoare spate . În situa ția autovehiculelor cu o singur ă punte
motoare și pentru care aceasta este puntea spate rela țiile de leg ătură dintre
reacțiunile normale Z și reacțiunle tangen țiale X sunt date de:

⎩⎨⎧
⋅ϕ=⋅=
2 21 1
Z XZf X ( 4 . 1 5 )
În aceste condi ții ecuația (4.1) devine:
( ) 0 M M M MhZ hZf hhRbZaZ
2 1 2 1 i i rul rul g 2 g 1 a g a 2 1 = + + + +⋅⋅ϕ+⋅⋅+ − ⋅ +⋅ −⋅
( 4 . 1 6 )
Grupând termenii ob ținem:
( ) ( ) ( ) 0 M M M M h h R hfb Z hfaZ
2 1 2 1 i i rul rul a g a g 2 g 1 = + + + + − ⋅ + ⋅−⋅ − ⋅+⋅
( 4 . 1 7 )
Din rela ția (4.3) se determin ă reacțiunea normal ă Z2:
1 a 2 Z cosG Z −α ⋅ =
și înlocuind în rela ția (4.8) se ob ține:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
62
( )( )( ) 0 M M h bZ cosG hfaZ
2 1 i i g 1 a g 1 = + + ⋅ϕ−⋅ −α ⋅ − ⋅+⋅
sau reducând termenii:
( ) ( )0 h b cosG hfbaZg a g 1 = ⋅ϕ−⋅α ⋅ − ⋅++⋅ (4.18)
Reac țiunea normal ă la roțile punții față în regimul demar ării este:
α ⋅
ϕ⋅ −ϕ⋅ −
⋅ = cos
Lh
1Lh
Lb
G Z
gg
a 1 ( 4 . 1 9 )
Reac țiunea normal ă la roțile punții spate este:
α ⋅
ϕ⋅ −⋅ = cos
Lh
1La
G Z
ga 2 ( 4 . 2 0 )
Coeficien ții de încărcare dinamic ă sunt:
α ⋅
ϕ⋅ −ϕ⋅ −
= cos
Lh
1bh
1
m
gg
1 respectiv α ⋅
ϕ⋅ −= cos
Lh
11m
g2 (4.21)

4.2.2. Autovehicule cu ambele pun ți motoare (4×4).

În situația autovehiculelor cu ambele pun ți motoare între reac țiunile normale Z
și reacțiunle tangen țiale X există relațiile:

⎩⎨⎧
⋅ϕ=⋅ϕ=
2 21 1
Z XZ X ( 4 . 2 2 )
În aceste condi ții ecuația (4.1) devine:
( ) 0 M M M MhZ hZ hhRbZaZ
2 1 2 1 i i rul rul g 2 g 1 a g a 2 1 = + + + +⋅⋅ϕ+⋅⋅ϕ+ − ⋅ +⋅ −⋅
( 4 . 2 3 )
Grupând termenii ob ținem:
( ) ( ) ( ) 0 M M M M hh R h bZ h aZ
2 1 2 1 i i rul rul a g a g 2 g 1 = + + + + − ⋅ + ⋅ϕ−⋅ − ⋅ϕ+⋅
( 4 . 2 4 )
Din rela ția (4.3) se determin ă reacțiunea normal ă Z2:
1 a 2 Z cosG Z −α ⋅ =
și înlocuind în rela ția (4.8) se ob ține:
( )( )( ) 0 M M h b Z cosG h aZ
2 1 i i g 1 a g 1 = + + ⋅ϕ−⋅ −α ⋅ − ⋅ϕ+⋅
sau reducând termenii:
() ( )0 h b cosGbaZg a 1 = ⋅ϕ−⋅α ⋅ −+⋅ (4.25)
Reac țiunea normal ă la roțile punții față în regimul demar ării este:
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ −⋅ = cosLh
LbG Zg
a 1 ( 4 . 2 6 )
Reac țiunea normal ă la roțile punții spate este:

Reacțiunile căii de rulare asupra ro ților autovehiculelor
63
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ +⋅ = cosLh
LaG Zg
a 2 ( 4 . 2 7 )
Coeficien ții de încărcare dinamic ă sunt:
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ −= cosbh
1 mg
1 respectiv α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ += cosah
1 mg
2 (4.28)

4.2. Calculul reac țiunilor normale în regimul frân ării.

În situația frânării autovehiculelor acest proces poate fi analizat în situa ția în
care numai una dintre pun țile autovehicului frâneaz ă sau situa ția în care
autovehiculul frâneaz ă cu ambele pun ți. În continuare va fi analizat cazul în care
autovehiculul frâneaz ă cu ambele pun ți.
Rela țiile de leg ătură dintre reac țiunile normale Z și reacțiunle tangen țiale X
sunt date de:

⎩⎨⎧
⋅ϕ−=⋅ϕ−=
2 21 1
Z XZ X ( 4 . 2 9 )
Rezolvând similar cazul demar ării la limita de adere ță în cazul unui
autovehicul cu ambele pun ți motoare ob ținem pentru reac țiunile normale
următoarele expresii:
− la roțile punții față:
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ +⋅ = cosLh
LbG Zg
a 1 ( 4 . 3 0 )
− la roțile punții spate:
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ −⋅ = cosLh
LaG Zg
a 2 ( 4 . 3 1 )
respectiv coeficien ții de încărcare dinamic ă a punților:
α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ += cosbh
1 mg
1 respectiv α ⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ϕ⋅ −= cosah
1 mg
2 (4.32)

5

CALCUL DE TRAC ȚIUNE

Calculul de trac țiune se face în scopul determin ării parametrilor principali ai
motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile
definite în capitolele 1 și 2 și în condi țiile precizate în capitolul 3 s ă fie capabil s ă
realizeze performan țele prescrise în tema de proiectare sau a performan țelor celor
mai bune modele existente sau de perspectiv ă.

5.1. Alegerea randamentului transmisiei.

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltat ă de motor trebuie s ă fie
transmis ă roților motoare ale acestuia.
Transmiterea fluxului de putere este caracterizat ă de pierderi datorate
fenomenelor de frecare din organele
transmisiei. Experiment ări efectuate au permis
să se determine urm ătoarele valori ale
randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei (sunt
prezentate numai acele componente
care compun transmisia autovehiculului
de proiectat) • cutia de viteze:

98,0…97,0ηCV=
(în treapta de priz ă directă);
94,0…92,0ηCV=
(în celelalte trepte);
• reductor distribuitor:
94,0…91,0ηCV=
• transmisia longitudinal ă:
995,0…990,0ηTL=
• transmisia pricipal ă:
94,0…92,0η0=
pentru transmisii pricipale simple;
92,0…90,0η0=
pentru transmisii pricipale duble.
Deoarece valoarea global ă a Fig.4.1. Valori recomandate pentru
randamentul transmisiei

Calcul de trac țiune

65
randamentului transmisiei depinde de numero și factori a c ăror influne ță este dificil
de apreciat, în calcule se opereaz ă cu valorile din figura 4.1..

5.2. Motoare pentru automobile

5.2.1. Motorul – sursa de energie pentru autopropulsare

Autopropulsarea automobilului se datoreaz ă energiei mecanice primite de
roțile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibil ă când oferta f ăcută de
motor este în concordan ță cu necesarul de momente și puteri, necesar determinat
din condi țiile în care se deplaseaz ă automobilul.
Aprecierea motorului ca surs ă de energie pentru autopropulsarea
automobilului se face prin oferta de putere (P) și de moment (M). Oferta se exprim ă
funcție de tura ția arborelui motor (n), printr-un câmp de caracteristici P=f(n) și
M=f(n), numite caracteristici de tura ție. Domeniul de ofert ă este limitat de
caracteristica de tura ție la sarcin ă totală (sau caracteristica exterioar ă), care
determin ă posibilit ățile maxime ale motorului în privin ța puterii și momentului la
fiecare tura ție din domeniul tura țiilor de func ționare ale motorului.
Pentru autopropulsarea automobilelor majoritatea motoarelor sunt motoare cu
ardere intern ă (m.a.i.), cu piston în mi șcare de transla ție și anume; motoare cu
aprindere prin scânteie – M.A.S. (Otto) și motoare cu aprindere prin comprimare –
M.A.C. (Diesel).
In figura 5.2 sunt reprezentate caracteristicile exterioare, completate cu
curbele consumului specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S) și respectiv cu aprindere prin comprimare (M.A.C.).
Semnifica ția mărimilor marcate în figur ă este cuprins ă în tabelul 1.2.
Opțiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în vedere tipul,
caracteristicile și destina
ția automobilului.
a) b)
Fig.5.2. Forme tipice de caracteristici exterioare pentru motoare cu ardere inter na
a) motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S.);
b) motor cu aprindere prin comprimare (M.A.C.)

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

66

Tabelul 5.2. .Marimi semnificative în caracteristica exterioar ă
Turația M ărimi corespunzatoare pentru:
Simbolul Semnifica ția Putere Moment Consum specific
n0 minimă de funcționare P 0 M0 ce o
nM de moment maxim P M M max –
nce de consum specific minim – – c e min
nP de putere maxim ă P max M P c e p
nmax maximă de funcționare P m M m –
nr de regulator P r M r c e r

Deoarece la M.A.C. domeniul de utilizare la propulsarea autovehiculelor este
cuprins în intervalul tura țiilor r 0nn−se consider ă: max P r n nn = = ; max P r P PP = = ;
m P r M M M = = ;
P r e ec c= .

5.2.2. Evaluarea analitic ă a caracteristicii exterioare

Dezvoltarea unor programe de calcul pentru optimizarea:
− legilor care guverneaz ă funcționarea grupului moto-propulsor:
− legilor de leg ătură dintre componentele echipamentului moto-propulsor
pentru îmbunat ățirea acord ării motorului cu transmisia;
− constructiv ă a soluțiilor existente, realizat ă prin îmbunat ățiri tehnologice,
adoptarea unor materiale cu calit ăți superioare, etc.
presupune existen ța unor rela ții analitice de evaluare a caracteristicii
exterioare a motorului.
Evaluarea caracteristicii determinat ă experimental. Pentru un motor
existent caracteristica exterioar ă se determin ă pe standul de încercat motoare. În
acest caz evaluarea caracteristicii exterioare revine la prelucrarea datelor experimentale ob ținute la încercarea pe stand a motorului. Dup ă prelucrarea
datelor experimentale -conform cu metodologia de încercare- se ob țin mai multe
puncte semnificative ale dependen ței puterii sau momentului în func ție de tura ția
arborelui cotit al motorului.
Pentru o func ție
R]b,a[:f →, cunoscut ă numai printr-un num ăr limitat de
puncte ( suportul interpolarii ): x 0, x 1,…,x n prin valorile f(x 0), f(x 1),…f(x n),
comportarea func ției în afara acestor puncte se face printr-un polinom generalizat
de interpolare de forma:
() () () ()xua xuaxuaxPn n 1 1 0 0 n ⋅ ++ ⋅+ ⋅ = K (5.1)
în care func țiile liniar independente:
() () ()xu,xu,xu0 0 0 K
sunt cunoscute și constituie baza interpol ării.
Pentru baza polinomial ă aceste func ții liniar independente sunt polinoame de
ordinul n.

Calcul de trac țiune

67
Determinarea polinomului generalizat de interpolare (coeficien ții a0, a1, …., a n)
se face impunând ca pe suportul interpol ării polinomul de interpolare s ă coincidă
cu funcția f:
() () n0i,xf xPi in K= = ( 5 . 2 )
Relațiile (1 și 2) sunt cunoscute sub numele de condiții de interpolare .
Impunând condi ții de interpolare de forma:

)x(f)x(P.)x(f)x(P)x(f)x(P
i)k(
i)k(
ni/
i/
ni in
===
M ( 5 . 3 )
conduce la sistemul de ecua ții liniare:
n…0i),x(f)x(uain
0iik k = = ⋅∑
= ( 5 . 4 )
Un mod simplu de determinare a polinomului P n(x) este acela de a alege
coeficien ții ia de forma:
n1i,yai i K= = unde n1i,fyi i K= = (5.5)
Înlocuind în rela ția (5.2) și ținând cont de (5.5) se ob ține sistemul:
()( ) () ()
() () () ()
() () () () ⎪⎪⎪
⎩⎪⎪⎪
⎨⎧
= ⋅ + ⋅ ++ ⋅ + ⋅= ⋅ + ⋅ ++ ⋅ + ⋅= ⋅ + ⋅ ++ ⋅ + ⋅
n nn n nk k n1 1 no 01 1n n 1k k 11 1 1o 00 0n n 0k k 01 1 0o 0
y xuy xuy xuy xuyy xuy xuy xuy xuyy xuy xuy xuy xuy
K KMK KK K
(5.6)
sau:
() () () ()
() () () ()
() () () ()⎪⎪⎪
⎩⎪⎪⎪
⎨⎧
= = = == = = == = = =
;1 xu ;0 xu ;0 xu;0 xu;0 xu ;0 xu ;1 xu;0 xu;0 xu ;0 xu ;0 xu;1 xu
nn nk n1 n01n 1k 11 10on ok o1 oo
MKMKM MK KK K
(5.7)
Pentru func țiile u k(x) de forma:
() ( )( ) ( )( ) ( )n 1k 1k 1 0 k k xx xx xx xx xxcxu −⋅⋅ −⋅⋅ −⋅⋅ −⋅ −⋅ =+ − K K (5.8)
Coeficientul c k se determin ă din condi ția u k(xk) = 1 de unde:
() ( ) ( ) ( ) ()n k 1k k 1k k 1 k 0 kkxx xx xx xx xx1c− ⋅⋅ − ⋅ −⋅⋅ − ⋅ −=
+ − K K (5.9)
Astfel func ția u k(x) devine:
()() ( ) ( ) ( )
() ( ) ( ) ( ) ()n k 1k k 1-k k 1 k 0 kn k 1 0
kx-x x-x x-x x-x x-xx-x x-x x-x x-xxu⋅⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅⋅⋅ ⋅⋅ ⋅=
+K KK K (5.10)
Cu rela ția de mai sus valoarea func ției f într-un punct curent x se calculeaz ă
cu relala ția:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

68
() ()() ( )( )( )
() ( ) ( ) ( ) ()
∑∏∑
=
≠== +
−−⋅ ==⋅⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅⋅⋅ ⋅⋅ ⋅⋅ = =
n
0kn
ki0i i ki
kn
0k n 1k 1-k 1 0n k 1 0
k n
xxxxyx-x x-x x-x x-x x-xx-x x-x x-x x-xy xPxfK KK K
(5.11.)
Rela ția de mai sus este formula polinomului de interpolare Lagrange.
Polinomul de interpoalare Lagrange prezint ă proprietatea de instabilitate
pentru un num ăr mare de puncte, cea ce determin ă la alegerea de polinoame de
interpolare de grad mic valabile pe subintervale.
Astfel pentru n+1 puncte:
n 1 0 x x x < < <K
în care se consider ă valorile func ției:
() ( ) ()n 1 0 xf,,xf,xf K .
Se consider ă funcții de interpolare spline cubice, locale pe subintervalele:
[] [] [ ][ ]n1n 1ii 21 10 x,x,,x,x,,x,x,x,x− +K K
de forma:
() ( ) ( ) ( )3
ii
32
ii
2 ii
1i
0 i xxc xxcxxccxS −⋅ + −⋅ + −⋅+ = (5.12)
Pentru m ărirea preciziei de calcul și pentru ob ținerea unor coeficien ți
polinomiali cu ordin asem ănător de mărime se folose ște forma normat ă:
3
Ni i
32
Ni i
2
Ni i
1i
0 ixxxcxxxcxxxcc)x(S⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛−⋅ +⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛−⋅ +⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛−⋅+ = (5.13)
Cei 4 coeficien ți ai funcțiilor spline cubice se determin ă impunând:
• 2 condi ții de valori:
() ()
() ()n0icuxf xSxf xS
1i i1 ii iiK===
+ + ( 5 . 1 4 )
•2 condiții de racordare (continuitatea și derivabilitatea func țiilor de interpolare
vecine în punctele interioare):
() ()
() ()2n0icuxS xSx'S x'S
1i'
1i 1i'
ii1i 1i− ===
+ + ++K (5.15)

Evaluarea caracteristicii necesare. De multe ori îns ă în activitatea de proiectare
nu este cunoscut ă caracteristica experimental ă. În acest caz se determin ă puterea
și momentul maxim și turațiile corespunz ătoare lor.
Pentru motoarele existente aceste date se indic ă de constructor.
Dac ă un motor existent nu satisface condi țiile dinamice ale automobilului
proiectat se determin ă puterea maxim ă iar celelalte date se aleg în func ție de
recomand ările literaturii de specialitate.
În concluzie, pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinat ă pe
stand este necesar s ă se cunoasc ă cel puțin P max/nP și M max/nM (pentru m.a.s.) și
Pr/nr (pentru m.a.c.).
Pentru motorul cu aprindere prin scânteie (figura 5.2.a) se pot scrie patru ecuații:

Calcul de trac țiune

69

⎪⎩⎪⎨⎧
==
==
0 PP P
'
nnmax nn
PP și
⎪⎩⎪⎨⎧
==
==
0 MM M
'
nnmax nn
MM (5.16)
Puterea și momentul fiind strict dependente ω⋅=MP cele patru condi ții
sugereaz ă că puterea motorului cu aprindere prin scânteie poate fi evaluat ă printr-
un polinom complet de gradul 3.
()3 2nd ncnbanP ⋅+⋅+⋅+= ( 5 . 1 7 )
Pentru c ă turația n are ordinul de m ărime în jur de 103 se prefer ă forma
normată:
()
⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅γ+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅β+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅α+δ⋅ =3
P2
P Pmaxnn
nn
nnPnP (5.18)
Pentru rezolvare se introduc dou ă noi mărimi raportate:

⎪⎪
⎩⎪⎪
⎨⎧
==
.s.a.m pentru
MMcnnc
Pmax
aPM
e
respectiv,
⎪⎪
⎩⎪⎪
⎨⎧
==
.c.a.m pentru
MMcnnc
rmax
arM
e
(5.19)
unde: c e se nume ște coeficientul de elasticitate iar c a se nume ște coeficientul
de adaptabilitate, rezultând sistemul general:

⎪⎪
⎩⎪⎪
⎨⎧
=γ⋅⋅+β⋅ +δ−⋅ =γ⋅ +β⋅ +α⋅ +δ=γ⋅+β⋅+α=γ+β+α+δ
0 c2 ccc c c c0 3 21
3
e2
ee a3
e2
e e (5.20)
a cărui soluție analitic ă este:
( )( ) [ ]
() ()
() ()
3e2
a23a3e2
a23e2
a2
BAA c A2cA2 B1BcA2BAc A2cA2 BBAA3 c A42cA B2
⋅− − ⋅−⋅⋅++=δ⋅−=γ⋅− ⋅−⋅⋅+=β⋅⋅− − ⋅⋅−⋅ +⋅=α
(5.21)
unde A=c e+1; B=c e-1.
În literatura de specialitate se prefer ă pentru evaluarea analitic ă a
caracteristicii exterioare polinomul incomplet de gradul 3 de forma:
()
⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅⋅ =3
P2
P Pmaxnnγnnβnnα PnP (5.22)
ai cărui coeficien ți sunt de forma:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

70
()
()
()eeeee
c121γc12c2βc12c43α
−⋅−=−⋅⋅=−⋅⋅−=
( 5 . 2 3 )
în acest caz coeficientul de adaptabilitate nu mai este un parametru
independent ci este definit ca o func ție de coeficientul de elasticitate astfel:
() 2c3
c123c4cce
ee2
e
a−=−⋅+⋅−= ( 5 . 2 4 )
Dependen ța lui c a de c e face ca momentul maxim M max obținut la evaluarea cu
forma polinomial ă redusă (rel.5.18) s ă fie puțin diferit de valorile indicate.
Evaluarea este satisf ăcătoare, abaterile fiind de maximum 5%.
Folosirea coeficien ților polinomiali ai m.a.s. pentru evaluarea caracteristicii
exterioare a motorului cu aprindere prin comprimare d ă rezultate eronate,
deoarece, din sistemul general lipse ște ecuația corespunz ătoare condi ției de
putere maxim ă și așa cum rezult ă din figura 5.2.b la aceste motoare din cauza
limitatorului de tura ție curba puterii nu ajunge la valoarea de extrem 0 P'
nnP== ca în
cazul m.a.s.
Sistemul devine:

⎪⎩⎪⎨⎧
=⋅⋅+=⋅ +⋅ +=++
0γc2β0γcβcα1γβα
e2
e e ( 5 . 2 5 )
cu soluția:
( )
()
()
()
()2
ea2
ea e2
ee a2
e
1c1cγ1c1cc2β1c1c2ccα
−−=−− ⋅⋅=−−⋅⋅ −=
( 5 . 2 6 )
Cunoscând puterea în func ție de tura ția motorului, momentul motor se
determin ă cu relația:
30nπω undeωPM⋅= = ( 5 . 2 7 )
Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de
comnustibil se propune utilizarea real ției:

⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅ + − ⋅ =2
P Pep enn8,0nn2,1 c c (5.28)
Evalu ările caracteristicii exterioare cu polinoame de gradul 3 (cu trei sau patru
coeficien ți) pot fi considerate ca forme “spline” de ordinul 3 particulare. Ecua țiile
(5.18) și (5.22) sunt particularit ăți ale polinomului “spline” dat de ecua ția (5.12) în

Calcul de trac țiune

71
care domeniul []b,a este format dintr-un singur interval (x i=0; x n=nP). Acest mod de
tratare generat simplific ă modelul de calcul și forma de traducere a datelor.

5.2.3. Calcul caracteristicii exterioare necesare

Din rela țiile (5.22) și (5.28) se observ ă că pentru calcul caracteristicii
exterioare sunt necesare:
− cunoașterea coeficien ților polinomiali α, β, γ care sunt func ții definite de
coeficientul de elasticitate c e pentru M.A.S., respectiv coeficientul de
elasticitate c e și coeficientul de adaptabilitate c a pentru M.A.C. (5.23) și
(5.26);
− cunoașterea tura ției de putere maxim ă nP;
− cunoașterea unui punct de func ționare a motorului (P,n) .
Pentru predimensionarea motorului se au în vedere parametrii respectivi ai
motoarelor automobilelor similare cuprinse în studiul solu țiilor similare sau valorile
medii ale parametrilor motoarelor actuale.
În tabelele 5.2, 5.3,5.4, 5.5, 5.6. sunt cuprinse intervale de valori uzuale la
motoarele actuale.

Tabelul 5.2. Valori recomandate pentru coeficien ții de elasticitate (c e) și adaptabilitate (c a)
Tipul motorului P M e nn c= P max a M M c=
M.A.S. 0,45…0.65 1,10…1,25
M.A.C. 0,55…0,75 1,05…1,15

Tabelul 5.3. Turații caracteristice ale motoarelor de automobile
Tipul motorului Destina ția 0n Pn P mnn
autoturisme 700-900 5000-6000 1,05…1,15
autoturisme sport – 6000-7000 1,10…1,20 M.A.S. autocamioane
autobuze 300-600 3500-5000 1,05…1,10
autoturisme 700-900 4000-5000 1,10
M.A.C. autocamioane
autobuze 350-700 2000-4000 1,10

Tabelul 5.4. Valori pentru m ărimi caracteristice ale motoarelor de autoturisme
Tipul
motorului Destinația
pmax
MM
MP
nn
max0
MM
pm
nn
0m
nn
autoturisme 1,15 1,70 0,74 1,09 5,7 M.A.S. autoturisme sport 1,06 1,37 – – –
autoturisme 1,22 1,75 0,74 – 5,0 M.A.C. autocamioane 1,18 1,59 0,91 – 2,6

Tabelul 5.5. Valori ale consumului specific de combustibil la putere maxim ă
Tipul motorului Destina ția kWg c
Pe
autoturisme 280…350
autoturisme sport 310…340 M.A.S.
autocamioane, autobuze 300…470

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

72
Tipul motorului Destina ția kWg c
Pe
autoturisme 220…340 M.A.C. autocamioane, autobuze –

Tabelul 5.6. Valori medii ale coeficien ților α, β, γ
Valoarea coeficientului Tipul motorului α β γ
Motor cu aprindere prin scâteie 1,0 1,0 1,0
Motor cu aprindere prin comprimare în doi timpi 0,87 1,13 1
Motor cu aprindere prin comprimare în patru timpi 0,53 1,56 1,09

Din definirea condi țiilor de autopropulsare deplasarea cu viteza maxim ă
presupune dezvolatarea la roat ă a unei for țe
maxRF . Din definirea puterii ca produs
intre for ță și viteză realizarea performan țelor de vitez ă maximă, în condi țiile
prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

tmax R
vη 1000v F
Pmaxv
max⋅⋅
= ( 5 . 2 9 )
unde:
•
maxvP este puterea necesar ă pentru atingerea vitezei maxime de
deplasare;
•
maxvRF este forța la roată la viteza maxim ă;
• tηeste randamentul transmisiei.
sau, prin explicitarea analitic ă a forței la roat ă:

t3
max x aer max a
vη 1000vAcρ21vfG
P
max⋅⋅⋅⋅ ⋅+ ⋅⋅
= (5.30)
Punând condi ția ca puterea la viteza maxim ă să corespund ă punctului de
turație maxim ă de func ționare a motorului se ob ține, cu ajutorul rela ției (5.18),
pentru puterea maxim ă a motorului urm ătoarea expresie:
3
Pm2
Pm
Pmv
max
nnγnnβnnαP
Pmax
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅+ ⋅= (5.31)
Pentru calcul în proiect a caracteristic ii exterioare a motorului datele cunoscute
se vor înscrie în talelele 5.7, 5.8, 5.9

Tabelul 5.7. Valori ale tura țiilor semnificative ale motorului
Turația n 0 nM nce nP nmax
Valoarea

Tablelul 5.8. Valori ale coeficien ților caracteristici ai motorului
Coeficientul c e ca α β γ
Valoarea

Calcul de trac țiune

73
Tabelul 5.9. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
Turația P M c e
n0 P0 M0 c0
… … … …
nM PM Mmax …
… … … …
nce … …. c e min
… …. …. …
nP Pmax MP ceP
… …. … …
nm Pm Mm …

Obs. În cazul în care prin tema de proiectare se impune tipul motorului ce
echipeaz ă autoturismul, func ție de modul de definire a motorului prin date
experimentale sau prin date de performan ță se procedeaz ă după indicațiile de
la paragraful 5.2.2.

În cazul în care prin tema de proiect sunt precizate atât tipul motorului cât și
puterea maxim ă a acestuia dup ă determinarea valorilor tura țiilor semificative ale
motorului și a coeficien ților caracteristici ai motorului precum și după trasarea
caracteristicii exterioare a motorului este necesar ă determinarea vitezei maxime de
deplasare a autovehiculului.
Pentru aceasta se va utiliza rela ția (5.30) scris ă sub form ă:
0η 1000 P vAcρ21vfGt v3
max x aer max amax=⋅ ⋅ −⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅⋅⋅ ⋅+ ⋅⋅ (5.32)
și prin a c ărei rezolvare se determin ă valoarea vitezei maxime de deplasare a
autovehiculului.

5.4. Determinarea m ărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei.

Func ționarea automobilului în condi ții normale de exploatare are loc în regim
tranzitoriu, gama rezisten țelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condi ții
rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de for ță de tracțiune și de
putere la roat ă sunt câmpuri de caracteristici având în abscis ă viteza aleas ă de
conducător. Pentru ca s ă poată acoperi cu automobilul acest câmp de
caracteristici, transmisia trebuie s ă ofere un asemenea câmp.
Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizat ă rațional în
următoarele condi ții:
a) motorul s ă echilibreze prin condi țiile proprii întreaga gam ă de rezisten țe.
Acest lucru este posibil când puterea furnizat ă este constant ă în toate
regimurile de deplasare. Dac ă această valoare constant ă corespunde
puterii maxime, se ob ține caracteristica ideal ă de tracțiune dată de relația:
.ct PvF
maxR R = =⋅ [kW] ( 5 . 3 3 )
unde: RFeste forța la roată;
v este viteza de deplasare;

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

74

maxRP este puterea maxim ă la roată.
b) viteza maxim ă este delimitat ă prin puterea maxim ă de autopropulsare:

maxvmax
RR
maxFP
v = [m/s] ( 5 . 3 4 )
unde:
maxvRF este forța la roat ă necesar ă deplasării cu viteza maxim ă de
performan ță.
c) Când v → 0 rezultă din relația (5.34) o for ță la roată infinită. Ca urmare, la
viteze mici, limita este dat ă de aderen ța roților cu calea:
ad R R G F F
max⋅ϕ= ≤

Cu cele trei limite câmpul de ofert ă are forma din figura 5.3:
Urm ărirea conturului 1 – 2 – 3 – 4 se ob ține printr-o transmisie continu ă într-o
valoare maxim ă dată de condi ția de for ță la roată limitată de aderen ță și una
maximă dată de condi ția de vitez ă maximă.
La transmisiile în trepte, pentru a acoperi câmpurile de ofert ă în transmisie,
sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de
transmitere presupune formularea condi țiilor de deplasare.

a) b)
Fig. 5.3. Câmpul de ofert ă.
a) câmpul de ofert ă pentru for ța la roată;
b) câmpul de ofert ă pentru puterea la roat ă.

5.4.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei.

Pentru valoarea maxim ă a raportului de transmitere, ob ținut când este cuplat ă
prima treapt ă de vitez ă în cutia de viteze se pot formula ca performan țe dinamice
independente sau simultane urm ătoarele:
-panta maxim ă sau rezisten ța specific ă a căii;
-accelera ția maxim ă de pornire din loc.
Performan țele date prin for țele la roat ă necesare pot fi formulate ca valori
maxime când for țele la roat ă oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv
motorul func ționează la turația momentului maxim iar în transmisie este cuplat cel
mai mare raport de transmitere, respectiv:

Calcul de trac țiune

75
0 CV t ii i
1 max⋅ = ( 5 . 3 5 )
la automobilele cu o punte motoare, și
0R CV t ii i i
1 max⋅⋅ = ( 5 . 3 6 )
la automobilele cu trac țiune integral ă,
unde:

1CVi este raportul de transmitere în prima treapt ă a cutiei de viteze;
0i este raportul de transmitere al transmisiei principale;
Ri este raportul de transmitere al reductor-distribuitorului.
Din condi ția de autopropulsare:

dt t max
Rrη i M
Fmax
max⋅ ⋅
= ( 5 . 3 7 )
se obține:

t maxd R
tMr F
imax
maxη⋅⋅
= ( 5 . 3 8 )

Pentru ca for ța la roată necesar ă să fie situat ă în domeniul de ofert ă trebuie ca
ea să nu depășească valoarea aderen ței pentru condi ția specific ă de deplasare:
ad R G F
max⋅ϕ≤ ( 5 . 3 9 )
sau
ad
dt t maxGri M
max⋅ϕ≤η⋅ ⋅
( 5 . 4 0 )
de unde:

t maxd ad
tMr Gi
maxη⋅⋅ ⋅ϕ≤ ( 5 . 4 1 )
Func ție de modul de organizare general ă a transmisiei și de parametrii
constructivi ai automobilului, greutatea aderent ă are valorile:
− pentru automobile 4 x 2 cu puntea motoare în fa ță:
LbGm Ga 1 ad ⋅ ⋅ = ( 5 . 4 2 )
unde m 1 este coeficientul de înc ărcare dinamic ă în regim de demarare la
limita de aderen ță pentru puntea fa ță dat de rela ția:

ϕ⋅ +α=ϕ
Lh
1cosm
g1 ( 5 . 4 3 )
− pentru automobile 4 x 2 cu puntea motoare în spate:
LaGm Ga 2 ad ⋅ ⋅ = ( 5 . 4 4 )
unde m 2 este coeficientul de înc ărcare dinamic ă în regim de demarare la
limita de aderen ță pentru puntea spate dat de rela ția:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

76

ϕ⋅ −α=ϕ
Lh
1cosm
g2 ( 5 . 4 5 )
− pentru automobile 4 x 4
α ⋅ = cosG Ga ad ( 5 . 4 6 )

Obs . În cazul autoturismelor 4 x 4 cu ro ți cuplate prin reductor-distribuitor
se define ște un raport de transmitere maxim al transmisiei cu reductor-
distribuitorul cuplat în treapt ă reducătoare
R maxtiși un raport în cazul utiliz ării cu
o singură punte motoare
maxti.
Tracțiunea 4 x 4 cu treapt ă reducătoare se consider ă rațională măririi
capacității de trecere pân ă la limita abord ării unor pante de 33…35°, când
raportul de transmitere necesar este:

t maxd R max a
tMr G
i
maxη⋅⋅ ψ⋅
= ( 5 . 4 7 )
unde maxR maxR R max sin cosf α + α ⋅= ψ .
În cel de-al doilea caz, cu o singur ă punte motoare normal ă capacitatea
dinamică de trecere trebuie s ă fie la limita automobilului cu capacitatea
normală de trecere.
În acest caz
maxtise determin ă cu relațiile (5.38) și (5.41).
Raportul R
ttiii
maxR max=este raportul necesar în treapta reduc ătoare a reductor-
distribuitorului.

5.4.2. Limitarea de c ătre aderen ță a valorii maxime a raportului de
transmitere.

În cadrul capitolul 3 s-a determinat ecua ția general ă de mi șcare a
autovehiculului și au fost identificate trei cazuri particulare de deplasare a
autovehiculului, respectiv:
1. Deplasarea cu vitez ă maximă – (valoarea minin ă a raportului de
transmitere al transmisiei se determin ă din condi ția deplas ării
autovehiculului cu viteza maxim ă);
2. Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinal ă maximă sau pe cale cu
rezistență specific ă maximă – (această regim de deplasare este utilizat
pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al
transmisiei);
Ecua ția general ă de mișcare a autovehiculului cap ătă forma:
max a R G F
maxψ⋅ =
3. Pornirea de pe loc cu accelera ția maxim ă – (acest regim de deplasare
este utilizat pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere
al transmisiei); Ecuația general ă de mișcare a autovehiculului cap ătă forma:

Calcul de trac țiune

77

max11 a a RdtdvmfG F
max1a⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅δ⋅ +⋅ = .
În cadrul capitoului 4 s-au stabilit valorile maxime ale reac țiunilor tangen țiale X
ale roților motoare (în regimul demar ării) ca fiind egale cu reac țiunile normale la
limita de aderen ță înmulțite cu limita de aderen ță. De altfel aceast ă verificare este
făcută cu ajutorul rela țiilor (5.39)…(5.41).
Aceste rela ții dovedesc faptul c ă valoarea maxim ă (maximum maximorum) a
raportului de trasnmitere este întotdeauna cea care este determinat ă din condi ția
de aderent ă. Este posibil ca în anumite situa ții valoarea determinat ă din condi ția
deplasării pe cel mai greu drum s ă fie cea care va fi utilizat ă pentru efectuarea
calculelor ulterioare deoarece utilizarea unui raport de transmitere maxim la limita
de aderent ă ar determina dimensiuni de gabarit ale transmisiei foarte mari și în
plus dinamicitatea sporit ă nu este o calitate a acestor autovehicule (autocamioane,
autobuze, autovehicule destinate transportului de m ărfuri). În cazul autoturismelor
se dovede ște mai judicioas ă alegerea ca valoarea maxim ă a raportului de
transmitere pe cea determinat ă din condi ția atingerii la plecarea de pe loc a limitei
de aderen ță.
Această condiție este valabil ă și pentru autoturismele proiectate s ă se
deplaseze pe c ăi cu înclinare longitudinal ă nenulă.
În figura 5.4 sunt figurate rezisten ța totală a drumului (pentru mai multe valori
ale coeficientului rezisten ței la rulare, valoare considerat ă constant ă datorită
faptului c ă deplasarea pe astfel de drumuri se face cu viteze mici) și limita de
aderență în cazul unui autovehicul echipat cu trac țiune 4 x 4 (specific acestei
tracțiuni este faptul c ă a ad G G ⋅ϕ= ).

Figura 5.4. Rezistența toatală a drumului vs. limita de aderen ță

Aceast ra ționament este corect și în cazul unor c ăi de deplasare a c ăror
calitate nu este foarte bun ă (crește coeficientul rezisten ței la rulare și scade
coeficientul de aderen ță)

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

78

Figura 5.5. Rezistența toatală a drumului vs. limita de aderen ță
Astfel apare o limitare a valorii pantei maxime care poate fi urcat ă de un astfel
de autovehicul. În figura 5.6. sunt prezentate valorile limit ă ale pantelor care pot fi
urcate de un autoturism pentru valori diferite ale coeficientului de aderent ă.

Fig.5.6. Determinarea unghilui maxim al înclinarii longitudinale din
condiția deplasării la limita de aderent ă

În prezent automobilele echipate cu trac țiune integral ă permanent ă sunt
caraterizate de performan țe dinamice foarte bune astfel c ă alegerea ca valoare

Calcul de trac țiune

79
maximă a raportului de transmitere determinat din condi ția plecării de pe loc la
limita de aderen ță este justificat ă.

Un caz particular al acestei situa ții este când pentru deplasarea pe un drum cu
rezistență specific ă mare se utilizeaza trac țiunea integral ă și când pentru
deplasarea de drum cu înclinare longitudinal ă nulă se utilizeaz ă tracțiunea pe o
singură punte (de regul ă puntea spate).
Pentru exemplificare se consider ă au autoturism organizat cu puntea motoare
în spate, echipat cu un motor a c ărui putere maxim ă este de 100 kW la tura ția
specifică de 5500 rot/min. Momentul maxim cu valoare M max=213,034 N.m este
atins la tura ția de 3500 rot/min iar viteza maxim ă de 150 km/h este realizat ă la
turația de 5700 rot/min. În plus se mai definesc m ărimile raportate 5,0La= și
225,0Lhg= , valoarea coeficientului de aderen ță 75,0=ϕ respectiv valoarea
coeficientului rezisten ței la rulare 03,0f= . Valoarea maxim ă a pantei care poate fi
urcată de acest autovehicul este o35=α . Raza de rulare a ro ții are valoarea
35,0rr= m; r drr≈.
Rela țiile pentru determinarea valorilor maxime ale raportelor de transmitere
sunt:
a) Plecarea de pe loc la limita de aderen ță:
4375,1590,0 084,21335,0 1127875,0
MrZi
t maxd2
tmax max=⋅⋅ ⋅=η⋅⋅⋅ϕ=ϕ (5.48)

b) Deplsarea pe drumul cu rezisten ța specific ă maximă:
( )
()2914,2790,0 084,21335,0 35sin 35cos03,0 25000Mr sin cosf Gi
t maxd a
tmax max
=⋅⋅ + ⋅ ⋅==η⋅⋅α +α ⋅⋅=α
o o (5.49)
în acest caz se face verificarea d ă deplasarea pe acest drum poate fi f ăcută
fără a se dep ăși limita de aderen ță.
8649,2990,0 084,21335,0 35cos 2500075,0
Mr cosGi
t maxd a
, tmax max max=⋅⋅ ⋅ ⋅=η⋅⋅α ⋅ ⋅ϕ=ϕ αo
.
( 5 . 5 0 )
Se verific ă dacă
max max max max t , t i iα ϕ α ≥ .
În aceste situa ții automobilele sunt echipate cu sisteme suplimentare de
mărire a capacit ății de trecere numite reductoare.
Din cele dou ă condiții, aceea de plecare de pe loc la limita de aderen ță (5.48)
și cea a deplas ării de drumul cu rezisten ța specific ă maximă se poate determina
valoarea de transmitere a reductorului:
9,14375,152914,27
ii
i
max maxmax max
tt
R = = =
ϕα ( 5 . 5 1 )
Obs. Pentru situa ția în care automobilul este echipat cu reductor ditribuitor
valoarea raportului de transmitere pentru treapta redus ă (treapta a II-a) se
alege în intervalul de valori 8,28,1K . Treapta I are în general un raport de

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

80
transmitere egal cu unitatea dar se pot alege și valori cuprinse în intervalul
25,1 15,1K . Această alagere este justificat ă de obținerea unor dimensiuni mai
reduse ale angrenjelor de ro ți dințate din cutia de viteze. În cazul alegerii
pentru prima treap ă a reductorului a unui raport supraunitar trebuie revizuit
raportul de transmitere al celei de-a doua trepte a reductorului astfel ca deplasarea pe panta cu rezisten ța specific ă maximă să fie posibil ă.
Prin alegerea pentru prima treapt ă a unui raport de transmitere supraunitar
valoarea raportului de trasnmitere al primei trepte al cutiei de viteze se micșorează.

o Rt
cviii
i
Imax msx
1⋅=ϕ
astfel că pentru treapta a doua a raportului de trasmitere se calculeaz ă o nouă
valoare:

max maxI max max
II
tR t
Rii i
i
ϕα⋅
= (5.52)

5.4.3. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei.

Valoarea minim ă a raportului de transmitere al transmisiei este determinat ă
din condi ția cinematic ă de realizare a vitezei maxime de performan ță când motorul
funcționează la turația maxim ă:

maxm
r tvnr30i
min⋅⋅π= ( 5 . 5 3 )

5.4.4. Determinarea num ărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii
rapoartelor de transmitere ale transmisiei.

În absen ța altor condi ții de dimensionare a transmisiei, valoarea minim ă se
consider ă realizată printr-o cutie de viteze având treapta final ă cu raport de priz ă
directă (1in=).
În acest caz 0 t i i
min= de unde rezult ă
minmax
1
tt
CVii
i= .
In cazul etaj ării cutiei în progresie geometric ă, între valoarea maxim ă și
minimă în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de rela ția:

MmaxCVI
nnlogilog1n +≥ ( 5 . 5 4 )
determinat ă din condi ția demarajului în domeniul de stabilitate al motorului.
Fiind determinat num ărul de trepte și ținând seama c ă in=1, raportul de
transmitere într-o treapt ă K este dat de rela ția:
1nkn
cv CV1 ki i−−= ( 5 . 5 5 )

Calcul de trac țiune

81
5.4.5. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei necesare
realizării performan țelor de viteze în zone de tura ție ale motorului
caracterizate de func ționare economicoas ă.

Func ție de tipul și destina ția automobilului, acesta este utilizat cu
preponderen ță la anumite viteze medii de mers.
S-au denumit viteze medii de mers, media vitezelor stabilizate de deplasare
într-un anumit regim, deci f ără considerarea opririlor și a regimurilor tranzitorii.
Astfel de viteze mici, corespunz ătoare regimurilor urbane de deplasare se
numesc viteze urbane medii (umv), iar cele mari viteze intermediare medii (imv).
Func ționarea economicoas ă a automobilului presupune ca la astfel de
regimuri de deplasare motorul s ă funcționeze în zone cu consum favorabil,
respectiv la o tura ție medie economic ă ecn.
Cinematic, func ționarea automobilului cu cutia de viteze în trepte este
asigurată în condi țiile de mai sus dac ă în transmisie se realizeaz ă rapoartele:
− pentru viteza urban ă medie:
r
umec
ut rvn
30i ⋅ ⋅π= ( 5 . 5 6 )
− pentru viteza interurban ă medie
r
imec
iut rvn
30i ⋅ ⋅π= ( 5 . 5 7 )
La majoritatea autovehiculelor rapoartele:

maxec
nn;
ummax
vv;
ummax
vv sunt în limitele 6,04,0nn
maxecK = ;
4,03,0vv
ummaxK = ; 9,07,0vv
immaxK = .
Rezult ă de aici c ă 1 i
iucv< și 1 i
ucv>, adică condițiile interurbane sunt de
regulă îndeplinite într-o treapt ă subunitar ă a cutiei de viteze, iar condi țiile urbane
într-o treapt ă supraunitar ă.
Considerând ra țională realizarea vitezei maxime în treapta de priz ă directă a
cutiei de viteze, deci 1 i
ucv=,
mint 0ii= atunci, în cutia de viteze sunt necesare
rapoartele:
1ii
i
0t
CVu
u> = ( 5 . 5 8 )
și
1ii
i
0t
CViu
iu< = ( 5 . 5 9 )
care asigur ă deplasarea urban ă și respectiv interurban ă în condi ții de
economicitate sporit ă.
Dac ă 9 ,0 i
iuCV> , introducerea unei trepte suplimentare fa ță de etajarea în
progresie geoemtric ă nu este ra țională, condiția de economicitate urmând a fi
realizată în ultima treapt ă a cutiei de viteze:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

82

iu n CV CV i i = ( 5 . 6 0 )
Dac ă 9,0 i
iuCV< se introduce o treapt ă suplimentar ă (n+1) cu valoare calculat ă
iCVi.
Aceast ă a “n+1”–a treapt ă nu este considerat ă în performa țele dinamice,
deoarece, datorit ă alungirii curbei puterii, puterile disponibile sunt relativ sc ăzute,
deci performan țele automobilului sunt influen țate negativ.
Ea reprezint ă o treapt ă economic ă utilizată la deplasarea cu viteze constante
mari, oferind totodat ă și posibilitatea unor u șoare demaraje sau abordarea unor
pante mici.
Dac ă s-au formulat condi ții de mers urban, se ob ține de regul ă necesar un
raport în cutia de viteze supraunitar, în jurul ultimelor valori ale raportelor de
transmitere ale cutiei de viteze etajate în progresie geometric ă.
Ca valori uzuale penultima treapt ă a cutiei de viteze are raportul în limitele:
3,15,1 i
1nCV K =
−, media dintre ultimele dou ă trepte va avea astfel valoarea
15,1 25,1imK = . Dacă pentru raportul necesar este îndeplinit ă condiția m CV i i< se
consider ă suficient ă ultima treapt ă a cutiei de viteze. Dac ă m CV i i
n>atunci se
atribuie ultimei trepte a cutiei de viteze valoarea raportului necesar de mers urban
n 1n CV CV i i =
−.
În cazul în care nu se dispune de date experimentale pentru definirea zonelor
de funcționare economicoas ă a motorului se apreciaz ă turația economic ă în
limitele intervalului:
()max ec n6,04,0 n ⋅ =K ( 5 . 6 1 )

Tabelul 5.10. Timpul relativ de utilizare a treptelor de vitez ă
Timpul de utilizare a treptelor de vitez ă [%] Condiții de
deplasare Tipul automobilului
1 2 3 4 Supra
priză Timpul de
deplasare
prin inerție
Autoturisme 3 10 50 10 – 27
Autobuze 0,5 6,5 23 50 – 20 Deplasări urbane
Autocamioane 0,5 4,5 10 25 25 25
Autoturisme 2 8 15 30 35 10
Autobuze 0,5 2,5 7 75 – 15 Deplasări
interurbane Autocamioane 1 3 30 30 20 16

5.5. Exemplu de calcul

Tema de proiect : pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizin ă la care se
cunosc caracteristicile hkm185 vmax= să se efectueze studiul dinamic.

Calcul de trac țiune se face în scopul determin ării parametrilor principali ai
motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile
definite în exemplele ce înso țesc capitolele 1 și 2 și în condi țiile precizate în
capitolul 3 s ă fie capabil s ă realizeze performan țele impuse în tema de proiectare
sau a performan țelor celor mai bune modele existente sau de perspectiv ă.

Calcul de trac țiune

83
Studiul solu țiilor similare ofer ă informa ții legate de tipul motorului utilizat
precum și informa ții legate de modalitatea de amplasare a transmisiei pentru
determinarea randamentului acesteia. Astfel pentru autovehiculul de proiectat cu grupul motopropulsor dispus în fa ță
– transversal valoarea calculat ă a randamentului transmisiei este:

92,0 98,094,00 CV t = ⋅ =η⋅ η=η .
Pentru motorul autovehiculului s-au ales valorile m ărimilor specifice prezentate
în tabelele Ex.5.1, Ex.5.2.

Tabelul Ex.5.1. Valori ale tura țiilor semnificative ale motorului
Turația n 0 nM nce NP nmax
Valoarea 800 3300 3450 5500 6000

Tablelul Ex.5.2. Valori ale coeficien ților caracteristici ai motorului
Coeficientul c e ca α β γ
Valoarea 0,6 1,2 0,75 1,5 -1,25

Puterea necesar ă deplasării cu viteza maxim ă se determin ă cu ajutorul rela ției
(5.30) astfel:

kW01,7592,0 10006,318582,135,0 225,121
6,31850192,0 162501000vAc21vfG
P
3t3
max x aer max a
vmax
=⋅⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅ ⋅ ⋅ ⋅+⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅ ⋅
==η⋅⋅⋅⋅ ρ⋅+ ⋅⋅
=

Acum se poate calcula puterea maxim ă a motorului cu ajutorul rela ției (5.31)

kW50,76
5500600025,1550060005,15500600075,001,75nn
nn
nnP
P
3 23
Pm2
Pm
Pmv
maxmax
=
⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅ −⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅ + ⋅==
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅γ+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅β+ ⋅α=

Pentru calcularea momentului motor și a consumului specific de combustibil se
vor utiliza rela țiile (5.27) și (5.28).
În tabelul Ex.5.3. sunt trecute valorile necesare pentru trasarea caracteristicii
exterioare a motorului.

Tabelul Ex.5.3. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
n [rot/min] P [kW] M [Nm] c e [g/kWh] observații
800 10.48 125.09 300.01 turația de mers în gol
1200 16.99 135.19 285.57
1600 24.05 143.54 273.50
2000 31.44 150.12 263.80

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

84
n [rot/min] P [kW] M [Nm] c e [g/kWh] observații
2400 38.94 154.95 256.47
2800 46.33 158.03 251.51
3200 53.39 159.34 248.92
3300 55.08 159.40 248.64 turația de moment maxim
3400 56.73 159.34 248.51
3450 57.54 159.27 248.50 turația de consum minim
3800 62.88 158.03 249.47
4200 68.15 154.95 252.81
4600 72.31 150.12 258.51
5000 75.15 143.54 266.58
5400 76.44 135.19 277.02
5500 76.50 132.83 280.00 turația de putere maxim ă
5800 75.97 125.09 289.83
6000 75.01 119.38 297.12 turația maximă de funcționare

Diagrame caracteristice ale motorului (capacteristica exterioar ă însoțită de
caracteristicile par țiale) sunt prezentate în figurile 5.4, 5.5., 5.6

Fig.5.7. Caracteristica puterilor
Fig.5.8. Caracteristica
momentului motor

Calcul de trac țiune

85

Pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere se pune
condiția plecării de pe loc la limita de aderen ță.
Astfel:
91,1292,040,15931,0 76208,0
Mr G
Mr F
i
t maxd ad
t maxd R
tmax
max=⋅⋅ ⋅=η⋅⋅ ⋅ϕ=η⋅⋅
=
Determinarea valorii minime a raportului de transmitere se face respencându-
se condi ția de deplasare cu viteza maxim ă (impusă prin tema) în situa ția
funcționării motorului cu tura ția maxim ă.
80,3
6,31856000311,030 vnr30i
maxm
r tmin= ⋅ ⋅π= ⋅⋅π=
Num ărul de trepte minim necesar este:
04,3
33006000log40,3log1
nnlogilog
1n
MmCVI= += +≥
Se adopt ă pentru demaraj 4 (patru) trepte plus o a cincea treapt ă pentru
deplasarea interurban ă într-un regim economicos de func ționare a motorului.

Tabelul Ex.5.4. Valorile calculate al rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Treapta de vitez ă Valoarea raportului Rela ția de calcul
Tr. I 3,40
minmax
1
tt
CVii
i=
Tr. II 2,26 32
CV CV1 2i i =
Tr. III 1,50 31
CV CV1 2i i =
Tr. IV (priza direct ă) 1,00 –
Tr. V (treapa economic ă) 0,89 r
imec
tCV rvn
30 i1i
miniu⋅ ⋅π⋅ =

Cu ajutorul acestor m ărimi se traseaz ă diagrama fier ăstrau (fig.5.10.)
Fig.5.9. Caracteristica consmului
specific de combustibil

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

86

Fig.5.10. Diagrama fier ăstrau

6

STUDIUL ȘI DETERMINAREA PERFORMAN ȚELOR DINAMICE
DE TRECERE ȘI DEMARARE ALE AUTOVEHICULELOR

Performan țele reprezint ă posibilit ățile maxime ale autovehiculului în privin ța
vitezei, demarajului și capacit ății de frânare, precum și indicii de apreciere a
acestora. Determinarea performan țelor autovehiculelor este necesar ă pentru
stabilirea și cercetarea calit ăților dinamice, în cazul auto vehiculelor nou proiectate,
sau pentru studierea comport ării lor în exploatare. Studiul performan țelor
autovehiculelor se face cu ajutorul bilan țului de trac țiune, bilan țului de putere și
ecuației generale de mi șcare, pe baza c ăreia se ob țin parametrii și indicii
caracteristici deplas ării cu regim tranzitoriu de accelerare sau de frânare.

6.1. Performan țele dinamice

Performan țele dinamice cuprind acele performan țe ce caracterizeaz ă
capacitatea de autopropulsare a autovehiculului.
Studiul acestor performan țe se face utilizând:
− caracteristica de trac țiune (sau caracteristica for ței la roat ă)
− caracteristica puterilor;
− caracteristica dinamic ă.

6.1.1. Caracteristica de trac țiune
Caracteristica de trac țiune sau caracteristica for ței la roat ă reprezint ă curbele
de variație ale for ței la roat ă în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului
()vf FR= pentru fiecare treapt ă a cutiei de viteze utilizat ă.
Construirea caracteristicii for ței la roat ă se face pe baza caracteristicii
exterioare a motorului pornind de la cu rba puterii sau momentului utilizând rela țiile:

kt
RvPF
kη⋅= ( 6 . 1 )
sau

dt t
RriM
Fk
kη⋅⋅
= ( 6 . 2 )
unde: M este momentul motor;
tki este raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplat ă treapta k
de viteză cu raportul
kCVi;

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

88
tηeste randamentul transmisiei;
dr r a z a d i n a m i c ă a roții.
Viteza de deplasare a autovehiculului se calculeaz ă cu relația:

ktki1
30nv ⋅⋅π= ( 6 . 3 )
unde n este tura ția motorului corespunz ătoare coordonatelor P sau M din
caracteristica exterioar ă a motorului.
Forma caracteristicii for ței la roat ă este prezentat ă în figura 6.1.

Fig.6.1. Caracteristica for ței la roată

Pentru studiul performan țelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum,
caracterizat de o înclinare longitudinal ă α și un coeficient de rezisten ță la rulare f
caracteristica se completeaz ă și cu bilan țul de trac țiune dat de rela ția:
d p a r R R R RR F + + + = ( 6 . 4 )
Pentru o treapt ă a cutiei de viteze reprezentarea grafic ă a relației (6.4) este
prezentat ă în figura 6.2. Varia ția parabolic ă a forței la roat ă este determinat ă de
caracterul varia ției momentului motorului în func ție de tura ție. Pentru aceast ă
reprezentare coeficientul rezisten ței este considerat constant (pentru viteze uzuale
de deplasare) și de aceea rezisten ța la rulare rR este reprezentat ă printr-o dreapt ă
orizontal ă, paralelă cu axa absciselor. Rezisten ța la urcarea pantelor nu depinde
de vitez ă, deci se reprezint ă tot printr-o dreapt ă paralelă cu axa absciselor.
Rezisten ța aerului aR se reprezint ă printr-o curb ă de gradul doi.
La o vitez ă v oarecare segmentele marcate pe diagrama din figura 6.2. sunt
proporționale cu urm ătoarele for țe:
− rR ab≈ – rezisten ța la rulare;

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

89
− pR bc≈ – rezisten ța la pant ă (Ψ≈R ac rezisten ța totală a drumului cu
resitența specific ă α +α ⋅=Ψ sin cosf )
− aRcd= – rezisten ța aerului;
− RF ae= – forța la roată.

Fig.6.2. Caracteristica for ței la roată pentru o treapt ă a cutiei de viteze

Deoarece for ța la roată RF echilibreaz ă totdeauna suma for țelor de rezisten ță
inseamnă că:
( )dR cdbcab ae de ≈ + + − = – rezisten ța la demarare.
Punctul f unde 0 de= caracterizeaz ă regimul la care autovehiculul trece de la
o mișcare accelerat ă la una uniform ă, a cărei accelera ție este egal ă cu zero.
Rezultă că abscisa punctului f determin ă viteza maxim ă pe cale cu rezisten ță
specifică Ψ.
Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului se propune reprezentarea bilan țului de trac țiune dat de rela ția (6.4) sub forma:

d p r a R R R R RF + + = − ( 6 . 5 )
sau
dtdv
gGsinG cosfG vAc21Fa
a a2
x R ⋅ ⋅δ+α⋅ +α ⋅⋅ =⋅⋅⋅ρ⋅− (6.6)
deci în partea stâng ă se află numai termenii care nu depind de greutatea
automobilului.
Partea din stânga a acestei rela ții reprezint ă forța disponibil ă sau excedentar ă
exF care poate fi folosit ă la învingerea rezisten ței drumului și la accelerarea
autovehiculului.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

90
Reprezentarea grafic ă a relatiei (6.6) este cuprins ă în figura 6.3. Pe diagrama
din figura 6.3 se traseaz ă întâi curba ()vf FR= si apoi de la aceast ă curbă în jos se
trasează segmentele corespunz ătoare cu aR la viteza v. Prin extremit ățile
punctelor α se traseaz ă o curb ă care reprezint ă dependen ța dintre for ța
excedentar ă exF și viteza autovehiculului. Din diagram ă rezultă cu ușurință
segmentul ad proporțional cu for ța care poate fi utilizat ă la accelerarea
autovehiculului. Abscisa punctului f determin ă viteza maxim ă.

Fig.6.3. Caracteristica for ței la roată. Determinare for ței excedentare.

6.1.2. Caracteristica puterilor
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafic ă a bilanțului de putere func ție
de viteza autovehiculului pentru toate treptele cutiei de viteze. Bilan țul de putere al autovehiculului reprezint ă echilibrul dinamic dintre puterea
la roată
RP și suma puterilor necesare învingerii rezisten țelor la înaintare dat de
relația:
d p a r t R PPPP P P + + + =η⋅= ( 6 . 7 )
unde:
− P este puterea motorului (pe caracteristica exterioar ă sau caracteristica
parțială pe care urmeaz ă a se face studiul);
− tη este randamentul transmisiei.
Reprezentarea grafic ă a relației (6.7) ținând cont de expresiile analitice ale
puterilor func ție de viteza pentru o treapt ă a cutiei de viteze este prezentat ă în
figura 6.4.

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

91
Din reprezentarea grafic ă rezultă că la o vitez ă v oarecare, segmentele
marcate sunt propor ționale la scara coordonatelor cu urm ătoarele puteri:
− ()t t 1PPef η−⋅= ≈ ;
− RP ae≈;
− rP ab≈;
− pP bc≈;
− aPcd≈;
− ( )dP cdbcab ae de ≈ + + − ≈

Fig.6.4. Caracteristica puterii la roat ă.

Abscisa punctului g, unde 0 Pd= determin ă viteza maxim ă la deplasarea pe o
cale cu rezisten ță specifică.
Deoarece studiul performan țelor autovehiculului se face pe o cale orizontal ă în
stare bun ă se propune pentru caracteristica puterilor forma din figura 6.5., unde cu
0rP s-a notat puterea consumat ă pentru învingerea rezisten ței la rulare pe cale
orizontală bună considerat ă cu un coeficient al rezisten ței la rulare . constf0=
Deci:
vfG P0a r0⋅⋅ = ( 6 . 8 )
În acest caz segmentele marcate sunt propor ționale dup ă cum urmeaz ă:
−
0rP ab≈;
− aP bc≈;
− dP cd≈ ;

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

92
− ( )exP bc ab ae de ≈ + − ≈

Fig.6.5. Caracteristica puterii la roat ă.

unde exP este o putere numit ă excedentar ă față de deplasarea cu vitez ă constant ă
pe calea dat ă (sau disponibil ă). Aceast ă putere este utilizat ă de automobil în
următoarele scopuri:
− sporirea maxim ă a vitezei;
− învingerea rezisten țelor maxime ale c ăii re rulare;
− sporirea vitezei și învingerea rezisten țelor căii.
Forma caracteristicii puterilor este prezentat ă în figura 6.6.

Fig.6.6. Caracteristica puterilor la roat ă.

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

93

6.1.3. Caracteristica dinamic ă.

Prezen ța greutății ca factor dimensional, caracteristic al automobilului din
membrul drept al rela ției (6.5) sau (6.6) face ca performan țele obținute prin studiul
diagramei 6.3 s ă nu fie concludente ca termeni de comparare, deoarece la valori
egale ale for ței excedentare calit ățile dinamice ale automobilului s ă nu fie egale.
De aceea, aprecierea calit ăților de autopropulsare se face cu ajutorul factorului
dinamic D, care reprezint ă o forță excedentar ă specific ă, deci un parametru
adimensional dat de raportul dintre for ța de trac țiune excedentar ă exF și greutatea
autovehiculului, respectiv:

aa
aa R
aex
Gdtdv
g1sin cosf G
GRF
GFD⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅⋅δ+α +α ⋅⋅
=−= = (6.9)
de unde rezult ă:
dtdv
gsin cosfD ⋅δ+α +α ⋅= ( 6 . 1 0 )
unde:
ar
GRcosf = ⋅ este rezisten ța specific ă de rulare;

ap
GR
sin =α este rezisten ța specific ă la urcarea pantei;

ad
RR
dtdv
g= ⋅δ este rezisten ța specific ă la demarare.
Expresia factorului dinamic mai poate fi scris ă si sub forma:
dtdv
gD ⋅δ+Ψ= ( 6 . 1 1 )
Cunoscând valoarea factorului dinamic în priza direct ă D, se poate determina
valoare lui pentru oricare alt ă treaptă a cutiei de viteze kD.
Dac ă în priza direct ă ()1ik=, factorul dinamic este:

a2
x R
GvAc21F
D⋅⋅⋅ρ⋅−
= ( 6 . 1 2 )
atunci la o treapt ă de viteze oarecare, cu raport de transmitere
kCVi, pentu aceea și
turație a motorului for ța la roată RF se multiplic ă de
kCViori și viteza autovehiculului
se micșorează de
kCVi ori și atunci factorul dinamic kD la treapta respectiv ă este:

a2
cv2
x cvR
kGi1vAc21iF
Dkk⋅⋅⋅⋅ρ⋅− ⋅
= (6.13)
Eliminând din ambele ecua ții (6.12) și (6.13), RF se obține:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

94
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ −
⋅⋅⋅⋅ρ⋅
+ ⋅=2
cv3
cv
a2
x
cv k
kk
ki1 i
GvAc21
iD D (6.14)
Reprezentarea grafic ă a factorului dinamic func ție de vitez ă pentru treptele
cutiei de vitezei se nume ște caracteristica dinamic ă. Forma caracteristicii dinamice
este prezentat ă în figura 6.7.

Fig.6.7. Caracteristica inamic ă a autovehiculului

Aderen ța maxim ă a autovehiculului poate fi, de asemenea determinat ă cu
ajutorul caracteristicii dinamice, dup ă cum urmeaz ă. Condiția posibilit ății deplasării
autovehiculului este dat ă de dubla inegalitate:
m R Z FR ⋅ϕ≤ ≤ ( 6 . 1 5 )
unde: R este suma toturor rezisten țelor la înaintare;
mZ este reac țiunea normal ă la puntea motoare;
ϕ este coeficientul de aderen ță.
Valoarea maxim ă a forței la roat ă este limitat ă de alunecarea ro ților pe
suprafața drumului și atunci limita superioar ă a acestei for țe este:
m R Z F
max⋅ϕ= ( 6 . 1 6 )
Introducând aceast ă valoare în expresia factorului dinamic (6.9) se ob ține
factorul dinamic limitat de aderen ță ϕD:

a2
x m
GvAc21Z
D⋅⋅⋅ρ⋅− ⋅ϕ
=ϕ ( 6 . 1 7 )
Dând diferite valori coeficientului de aderen ță ϕ, se pot calcula și trasa pe
caracteristica dinamic ă a autovehiculului curbele D în funcție de vitez ă așa cum se
arată în figura 6.8.

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

95
Completând caracteristica dinamic ă din figura 6.8 cu curbele factorului dinamic
limitat de aderen ță se obține diagrama limitelor de utilizare a autovehiculului.
Pentru fiecare trapt ă de viteză, valorile factorului dinamic D situate deasupra curbei
ϕD nu pot fi utilizate, deoarece apare patinarea ro ților motare. Având în vedere c ă
patinarea apare când viteza de deplasare este mic ă și deci rezisten ța aerului
redusă, ultimul termen de la num ărătorul rela ției (6.17) poate fi neglijat și atunci:

am
GZD ⋅ϕ=ϕ ( 6 . 1 8 )

Fig.6.8. Diagrama limitelor de utilizare a autovehiculului.

Pe baza acestei rela ții se poate ajunge la concluzia c ă aderența cea mai bun ă
o au autovehiculele cu toate pun țile motoare la care, pentru acelea și valori ale
coeficientului ϕ, curbele ϕD sunt situate mai sus pe diagrama limitelor de utilizare,
ceea ce înseamn ă că aceste autovehicule pot valorifica mai complet calit ățile lor
dinamice. Parametrii principali ai calit ăților dinamice de trac țiune sunt: raportul dintre
puterea maxim ă și greutatea autovehiculului, factorul dinamic maxim la prima
treaptă de vitez ă și priza direct ă, precum și viteza maxim ă pe drum orizontal de
calitate bun ă cu încărcătura nominal ă. Valorile medii ale acestor parametri pentru
autovehicule sunt date în tabelul 6.1.

Tabelul 6.1. Valorile medii ale parametrilor calit ăților dinamice de trac țiune
Parametri
maxD Tipul autovehiculului
amax
GP Tr. I Priza direct ă maxV
[km/h]
Autoturisme
-capacitate mic ă
-capacitate medie și mare
1,85-3,0
3,7-9,2
0,25-0,30 0,35-0,40
0,08-0,10 0,15-0,18
90-120
130-180

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

96
Parametri
maxD Tipul autovehiculului
amax
GP Tr. I Priza direct ă maxV
[km/h]
Autobuze
-urbane -interurbane
1,0-1,3
0,95-1,12
0,30-0,35 0,28-0,32
0,05-0,07 0,05-0,06
75-85
100-130
Autocamioane
-tonaj mic
-tonaj mediu și mare
2,6-4,0
0,74-2,2
0,35-0,45
0,32-0,40
0,07-0,10
0,05-0,06
90-100
70-80
Autotrenuri 0,44-0,74 0,20-0,25 0,035-0,045 70-80

Factorul dinamic și caracteristica dinamic ă se utilizeaz ă la rezolvarea
problemelor referitoare la stabilirea performan țelor autovehiculului (figura 6.9).
Ψ vD
α°v vmaxDmaxa0 a1 a2 a3 a4
a
1 234
5
O
hh %b
fI II
IVIIIa

Figura 6.9 . Caracteristica dinamic ă complexă

În cadranul I cu coordonatele ()vfD= este reprezentat ă caracteristica
dinamică.
În cadranul II cu coordonatele ()Ψ=fD sunt reprezentate mai multe drepte
echidistante, rezultate din rela ția (6.11) scris ă sub forma:

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

97
iaDgdtdvD −=δ⋅ −=Ψ ( 6 . 1 8 )
unde: ia, 40iK= reprezint ă termenul gδ
dtdv⋅.
Unde : idtdv=
La o valoare D a factorului dinamic, o valoare i a accelera ției este posibil ă pe o
cale cu rezisten ța specific ă maximă Ψ determinat ă ca abscisa a a punctului de
intersecție dintre paralela la abscis ă dusă prin ordonata D și curba a i.
In cadranul III este rezolvat ă ecuația trigonometric ă :
Ψ=α +α ⋅ sin cosf ( 6 . 1 9 )
cu soluția :
ff11arctg22 2
+ΨΨ− + −⋅=α ( 6 . 2 0 )
Corespunz ător valorii Ψ a rezisten ței specifice, se ob ține valoarea unghiului α
în grade ca ordonat ă a punctului de intersec ție dintre paralela la ordonat ă prin
abscisa Ψ cu curba ()Ψ=αf.
In cadranul IV este determinat ă înălțimea pantei în procente func ție de
mărimea unghiului α în grade:
α⋅ = tg 100%h ( 6 . 2 1 )
Corespunz ător valorii α în grade se ob ține prin abscisa punctului de intersec ție
dintre paralela la ordonat ă prin α și curba ()α=fh .
Determinarea performan țelor dinamice ale automobilului utilizând diagrama
din figura 6.9. se face dupa cum urmeaz ă:
•determinarea accelera țiilor și a accelera ției maxime la deplasarea pe o cale
cu înclinare longitudinal ă dată :
1. corespunz ător valorii h a pantei se determin ă în cadranul IV punctul 1.
2. paralela prin 1 la axa absciselor determin ă în cadranul III punctul 2.
3. din punctul 2 se duce în cadranul II o paralela la ordonata OD care
intersecteaz ă dreptele Oa 0, Oa 1, Oa 2,… în câte un punct.
4. punctul 3 este determinat astfel încât corespunde deplas ării cu vitez ă
maxima constant ă, deci paralela prin 3 la axa OV va determina în
cadranul I punctul 5 a c ărui abscis ă este viteza maxim ă pe cale.
5. punctul 4 se ob ține prin intersec ția dreptei 2-3 cu paralela la OV prin
punctul D max.
6. corespunz ător punctului 4 se ob ține accelera ția maxim ă posibilă pe
calea cu înclinare h. Ea are m ărimea :
43dtdv
4=⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛ ( 6 . 2 1 )
Deci automobilul se poate deplasa pe calea cu supraîn ălțarea h cu
accelera ții între limitele :
4dtdv0 ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛÷ .

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

98
6.1.4. Influen ța valorilor raportelor de transmitere asupra performan țelor
dinamice ale autoturismelor.

In cadrul capitolul 5 au fost prezentate modalit ățile prin care se determin ă
valoarea maxim ă a raportului de transmitere.
Amintim c ă această dimensionare se poate realiza din condi ția echilibr ării
rezistențelor la înaintare la deplasarea cu viteza maxim ă și din condi ția plecării de
pe loc la limita de aderen ță.
In cazul autoturismelor, care în general au mase mici, și pentru care
performan țele dinamice sunt un criteriu importanant în ceea ce prive ște succesul
pe piață, soluția dimension ării rapoartelor de transmitere din condi ția plecării de pe
loc la limita de aderen ța se dovede ște a fi cea mai judicioas ă alegere.
In figurile urm ătoare sunt prezentate diagramele factorului dinamic pentru un
autoturism în situa ția în care:
• dimensionarea raportului de transmitere se face din condi ția deplas ării
pe un drum greu ( α=17°, f=0,025). Pentru completare sunt trasate și
diagramele factorului dinamic limitat de aderen ța pentru dou ă valori
ale coeficientului de aderen ța: ϕ=0,8, respectiv ϕ=0,7, (fig.6.10).

Figura 6.10. Factorul dinamic.
Condiția deplasării pe un drum greu.

• dimensionarea se face din condi ția plecării de pe loc la limita de
aderență. Soluția de organizare a autoturismului este 4×2 cu puntea
motoare dispus ă în față. Pentru completare sunt trasate și diagramele
factorului dinamic limitate de aderen ța pentru dou ă valoari ale
coeficientului de aderen ța ϕ=0,85 respectiv ϕ=0,8, (fig.6.11).

D1
D2 Dϕ=0,8
Dϕ=0,7

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

99

Figura 6.11. Factorul dinamic.
Condiția plecării de pe loc la limita de aderen ță.
Punte motoare fat ă.

• dimensionarea se face din condi ția plecării de pe loc la limita de
aderență. Soluția de organizare a autoturismului este 4×2 cu puntea
motoare dispus ă în spate, (fig.6.11).

Figura 6.12. Factorul dinamic.
Condiția plecării de pe loc la limita de aderen ță.
Punte motoare spate.
D1
D2 Dϕ=0,85
Dϕ=0,8
D1
D2 Dϕ=0,85
Dϕ=0,8

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

100
Pentru toate cele trei solu ții s-au păstrat acelea și date generale referitoare la
autoturism. In deplas ării in condi ții normale de drum solu ția “clasic ă” de organizare a
transmisiei, caracteristic ă și în prezent a autoturismelor cu performan țe dinamice
deosebite, realizeaz ă pentru factorul dinamic cele mai bune valori. Urmeaz ă apoi
soluția “totul spate” și, cu cele mai mici valori, cazul "totul fa ța".
Pentru situa ția deplas ării pe un drum greu, în cazul autoturismelor este putin
relevant modul de organizare a trac țiunii deoarece for ța la roat ă necesar ă este
inferioară celei realizate prin utilizarea aderen ței.

Figura 6.13. arat ă că automobilul a c ărui transmisie a fost dimensionat ă din
condiția deplas ării pe un drum greu nu va folosi în cazul demarajului pe o cale
orizontal ă de bună calitate întreaga aderen ță oferită, rezultatul reflectându-se în
performan țele dinamice ale autovehiculului.

Figura 6.13. Factorul dinamic.
Neutilizarea performan țelor căii de rulare.

Zona ha șurată din figur ă prezintă intervalul neacoperit între for ța la roata
disponibil ă și forța la roată capabilă de a fi preluat ă de către cale.
Adapterea for ței la roat ă se realizeaz ă, însă, pentru o cale cu performan țe mai
scăzute.

In cazul autovehiculul a c ărui transmisie a fost dimensionat ă din condi ția
plecării de pe loc la limita de aderen ță se constat ă că pentru calea de rulare pentru
care aceast ă dimensionare a fost efectuat ă (ϕ=0,8) autovehiculul utilizeaz ă din plin
calitățile acesteia. S-ar putea spune chiar ca exist ă a limitare a for ței la roat ă
maxime deoarece “oferta” din partea grupului motopropulsor dep ășeste
capacitatea c ăii de o a prelua.
D1
D2 Dϕ=0,8
Dϕ=0,7
Aderența maximă oferita de calea
de rulare nu este exploatat ă de
autoturismul al c ărui i t_max a fost
dimensionat din condi ția deplasării
pe un drum greu

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

101

Figura 6.14. Factorul dinamic.
Adaptarea for ței la roate la condi țiile căii de rulare.

Curba capabil ă a grupului motopropulsor dep ăsește în zona momentului motor
maxim curba capabil ă a căii de rulare, fiind astfel posibil ă și utilizarea unor c ăi ale
căror performan țe sunt superioare celei utilizate pentru dimensionarea rapoartelor
de transmitere.

6.2. Performan țele de demarare.

Studiul demar ării automobilului presupune determinarea accelera ției, a timpul
și spațiului de demarare, precum și a indicilor cu ajutorul c ărora se poate aprecia
capacitatea de sporire a vitezei.

6.2.1. Accelera ția automobilului. Caracteristica accelera ției.

Accelera ția automobilului caracterizeaz ă în general calit țile lui de demarare,
deoarece, în condi ții egale cu cât accelera ția este mai mare, cu atât cre ște viteza
medie de exploatare.
Pentru determinarea accelera ției, precum și pentru studiul performan țelor de
demarare se consider ă autovehiculul în mi șcare rectilinie, pe o cale orizontal ă, în
stare bun ă, cu un coeficient mediu al reisten ței la rulare f.
In aceste condi ții, în expresia bilan țului de putere se scrie sub forma dat ă de
relația 5.3, puterea excedentar ă exP ce va fi utilizat ă numai pentru accelerare.
Deci : vdtdv
gGPa
ex ⋅⋅ = ( 6 . 2 2 )
de unde se ob ține pentru accelera ția medie :
D1
D2 Dϕ=0,85
Dϕ=0,8
Demarajul autovehiculului se
va face dup ă o caracteristic ă
ce combină forța la roată și
capatitatea de preluare a
acesteia de c ătre drum.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

102
δ⋅⋅=g
GvP
dtdv
aex ( 6 . 2 3 )
Având în vedere schimabarea coeficientului de influen ța al maselor aflate în
mișcare de rota ție relația (6.22) devine pentru accelera țiile automobilului în treptele
cutiei de viteze :
v1
k aGexP
ka
kdtdv⋅δδ⋅ = =⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛ ( 6 . 2 4 )
unde kδeste coeficeintul de influen ță al maselor în mi șcare de rota ție când în
transmisie este cuplat ă treapta k de viteza.
Dac ă se reprezint ă grafic rela ția (6.24) în func ție de viteza autovehiculului se
obține un grafic ca cel din figura 6.15.
vaa1
a2
a3
a4

Figura 6.15. Caracteristica accelera țiilor

O asemenea reprezentare poart ă numele de caracteristica accelera țiilor.

De asemenea pentru determinarea caracteristicii accelera țiilor poate fi folosit ă
caracteristica dinamic ă.
In acest caz se ob ține :
()
kk
kgD adtdv
δ⋅Ψ− = =⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛ ( 6 . 2 5 )

6.2.2. Caracteristicile de demarare.

Caracteristicile de demarare sunt func țiile care exprim ă dependen ța timpului
de demarare și a spațiului de demarare func ție de viteza autovehiculului când
motorul func ționează pe caracteristica extern ă.

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

103
Caracteristicile de demarare se pot determina experimental sau teoretic. Pe
cale teoretic ă, folosită în faza proiect ării autovehiculului, exist ă mai multe metode
pentru calcul (metoda grafic ă, metoda numeric ă, metoda grafo-analitic ă),
In cele ce urmeaz ă se vor face referiri la metoda numeric ă prin metoda
trapezelor.

6.2.2.1. Timp de demarare
Timpul de demarare reprezint ă timpul necesar pentru ca autovehiculul s ă-și
sporeasc ă viteza de la valoarea minim ă în prima treapt ă (
0v) până la valoarea
maximă în ultima treapt ă (max n v9,0 v ⋅ = )
Pornind de a expresia accelera ției automobilului:
dtdva= ( 6 . 2 6 )
se poate scrie:
dva1dt ⋅= ( 6 . 2 7 )
de unde se observ ă că timpul de demarare dt, necesar cre șterii vitezei între 0vși
nv se obține rezum ă la integrarea rela ției :
∫⋅ =n
0v
vd dva1t ( 6 . 2 8 )
Pentru efectuarea integr ării numerice prin metoda trapezelor, utilizând metoda
trapezelor, datorit ă existenței în rela ția (6.28) a termenului a1 se construie ște mai
întâi caracteristica inversului accelera țiilor.
v1/a
1/a11/a21/a31/a4

Figura 6.16. Caracteristica inversului accelera țiilor

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

104

Se unesc curbele
ka1 prin punctele în care are loc schimbarea treptelor de
viteză și se obține astfel o curb ă continu ă ce va fi folosit ă pentru integrarea
numerică a relației (6.28).
v1/a1/a
schimbare treapta I-IIschimbare treapta II-IIIschimbare treapta III-IV

Figura 6.17. Caracteristica inversului accelera țiilor

Abscisa maxv9,00 ⋅ ÷ se împarte în "n" intervale echidistante de valoare vΔ.
0,90 v1/a1/a
vi maxvi+11/ai+1
1/aivaria care se calculeaza

Figura 6.18. Calculul numeric al timpului de demarare.
Metoda trapezelor.

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

105
Fiec ărei valori a vitezei iv, 1i i vv v+=Δ+ îi corespunde pe ordonata a10÷
valoarea respectiv ă
ia1⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛,
1ia1
+⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛. Timpul de cre ștere al vitezei cu vΔ în intervalul
de viteze 1i ivv+÷ va fi :

⎥⎥
⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡
+⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛+ +⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅+⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅+⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅Δ= + =+ +
1ia1
2a12
1a12
0a1
2v v
vdtv
vdtv
vdt1i
ii
01i
0K
Dac ă într-un sistem de axe se iau în abscis ă vitezele pân ă la care se face
demararea, iar în ordonat ă timpul necesar de demarare pentru fiecare vitez ă se
obține o caracteristic ă ()vftd= , numită caracteristica timpului de demarare .
vtd

Figura 6.19. Caracteristica timpului de demarare

6.2.2.2. Spa țiul de demarare

Spa țiul de demarare reprezint ă distanță parcursă de autovehicul în timpul de
demarare.
Pornind de la defini ția vitezei dtdsv= se deduce :
dtv ds ⋅= ( 6 . 2 9 )
sau ținând seama c ă advdt= :
advvds⋅= ( 6 . 3 0 )
Determinarea spa țiului de demarare se ob ține prin integrarea uneia dintre
relațiile (6.29) sau (6.30).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

106
In cazul utiliz ării relației (6.29) pornind de la caracteristica timpului de
demarare, aplicând metoda trapezelor se recomand ă metodologia urm ătoare :

vtd
vivi+1titi+1d
daria care se calculeaza

Figura 6.20. Metoda trapezelor pentru determinarea spa țiului de demarare.

Se împarte ordonata dt0÷ în "n" intervalle echidistante de valori tΔ. Fiecărei
valori a timpului de demarare t t t,ti 1ii Δ+=+ îi corespunde pe abscisa
v0÷valoarea respectiv ă 1iiv,v+.
Ca urmare spa țiul de demarare în intervalul 1i itt+÷ va fi:
()1i it
td vv21v s1i
i++⋅⋅Δ=+ ( 6 . 3 1 )
Pentru demararea în timpul 1it+se obține:
()1i 2 1 0t
tdt
0dt
0d v v2v2 v21t s s s1i
ii 1i
+++⋅+⋅+ ⋅⋅Δ= + =+ +K (6.32)
unde: tΔeste pasul de integrare ;
1i 10 v,v,v+K valori ale vitezei corespunz ătoare timpilor 1i 10 t,t,t+K .
Aceste valori pot fi citite din caracteristicile timpului de demarare sau din
tabloul în care au fost înscrise pentru tr asarea caracteristicii timpului de demarare.
Dac ă întru-un sistem de axe se iau în abscis ă vitezele de demarare și în
ordonată distanțele parcurse de automobil pân ă la atingerea acestor viteze se
obține o caracteristic ă: ()vf sd= numită caracteristica spa țiului de demarare .

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

107

vsd

Figura 6.21. Caracteristica spa țiului de demarare

6.2.3. Aprecierea capacit ății de demarare a autovehiculelor.

Timpul și spațiul de demarare luate singure nu reprezint ă parametrii de
apreciere ai capacit ății de demarare a autovehiculului. Pentru aprecierea
autovehiculelor se impune corelarea celor dou ă performan țe prin minimizarea
timpului de parcurgere a unui spa țiu dat, sau spa ții de demarare în timpi da ți,
respectiv prin valoarea vitezei medii de demarare.
Un astfel de criteriu pentru aprecierea autoturismelor îl reprezinta probele de demarare de mai jos, cunoscute sub denumirea de “reprize”:
1. demarare pe caracteristica extern ă până la 100 km/h
2. demarare din repaus pe distan țele
a.
m4000÷ ;
b. m 10000÷ .
3. demarare în treapta de vitez ă maximă de la viteza de 45 km/h;
a. până la viteza de 100 km/h
b. pe distan țele: m4000÷ ;
m 10000÷ .

Aprecierea calit ăților de demarare se face pentru fazele 2 și 3b unde sunt
precizate distan țele prin timp, iar pentru fazele 1 și 3a prin timp și spațiu.
În primul caz unde este precizat spa țiul, timpul d ă informa ții asupra vitezei
medii. Performan țele de demarare pe distan țele date sunt îmbun ătățite când se
reduc timpii de parcurgere a distantelor.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

108
În cel de-al doilea caz semnificativ este timpul în care se ating vitezele
previzate, dar mai ales viteza medie ob ținută de automobil.
Demararea în treapta de vitez ă maximă dominant folosit ă oferă prin parametrii
demarării informa ții asupra rezervelor de putere ale autovehiculului, care
condiționează capacitatea de folosire a acestora. Vitezele medii mari presupun
rezerve mari de putere în treapta vitezei maxime și deci bune calit ăți pentru
depășirea obstacolelor și conducerea în deplin ă siguranță.
Pentru determinarea parametrilor capacit ății de demarare se folosesc valorile
numerice ob ținute în cazulul timpului și spațiului de demarare.
Valorile ce indic ă performan ța pentru fiecare criteriu în parte se determin ă prin
identificarea intervalului în care aceasta se încadreaz ă și determinarea valorii prin
folosirea metodei de interpolare liniar ă.
()2 1
2 11
1 yyxxxxyy −⋅−−+ = ( 6 . 3 3 )

xy
(x , y )1 1(x , y )2 2
(x, y)

Figura 6.22. Interpolare liniar ă.

6.3. Exemplu de calcul

Tema de proiect :
Pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizin ă la care se cunosc
caracteristicile hkm185 vmax= să se determine performan țele dinamice.

6.3.1.Caracteristica factorului dinamic

Pornind de la rela țiile de definire ale factorului dinamic ca raport dintre for ța
excedentar ă și greutatea automobilului, în tabelul 6.2. sunt prezentate valorile
factorului dinamic, cu ajutorul c ărora s-a trasat caracteristica dinamic ă din figura
6.23..

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

109

Tabelul 6.2. Factorul dinamic
treapta I treapta a II -a treapta a III-a treapta a IV-a
V1 [km/h] D1 [-] V2 [km/h] D1 [-] V3 [km/h] D1 [-] V4 [km/h] D1 [-]
7.24 0.301 10.89 0.200 16.40 0.132 24.60 0.087
10.85 0.325 16.33 0.216 24.60 0.142 36.91 0.093
14.47 0.345 21.77 0.229 32.80 0.150 49.21 0.097
18.09 0.361 27.22 0.238 41.01 0.156 61.51 0.099
21.71 0.372 32.66 0.246 49.21 0.160 73.81 0.099
25.33 0.379 38.10 0.250 57.41 0.161 86.11 0.098
28.95 0.382 43.55 0.251 65.61 0.161 98.41 0.094
29.85 0.382 44.91 0.251 67.66 0.161 101.49 0.093
30.75 0.381 46.27 0.251 69.71 0.160 104.57 0.092
31.21 0.381 46.95 0.251 70.74 0.160 106.10 0.091
34.37 0.378 51.71 0.248 77.91 0.156 116.87 0.086
37.99 0.370 57.15 0.242 86.11 0.150 129.17 0.078
41.61 0.358 62.60 0.233 94.31 0.142 141.47 0.068
45.23 0.341 68.04 0.221 102.52 0.132 153.77 0.057
48.85 0.321 73.48 0.206 110.72 0.120 166.07 0.044
49.75 0.315 74.85 0.202 112.77 0.117 169.15 0.040
52.46 0.300 78.93 0.188 118.92 0.106 178.38 0.028
54.27 0.282 81.65 0.178 123.02 0.098 184.53 0.020

Figura 6.23. Caracteristica dinamica

6.3.2. Limitarea de c ătre aderen ță a factorului dinamic.

Dând diferite valori coeficientului de aderen ță ϕ se pot trasa curbele
factorului dinamic limitat de aderen ță (figura 6.24).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

110

Figura 6.24. Limitarea de c ătre aderen ță a factorului dinamic.

6.3.3.Determinarea parametrilor capacit ății de demarare ai autovehiculului.

6.3.3.1. Determinarea accelera țiilor.

Diagrama accelera țiilor funcție de vitez ă este prezentat ă în figura 6.25.

Mărimi utlizate pentru reprezentare sunt:

Tabelul 6.3. Caracteristica accelera țiilor.
treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a
V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2] V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2]
7.24 2.306 10.89 1.678 16.40 1.142 24.60 0.744
10.85 2.495 16.33 1.816 24.60 1.233 36.91 0.795
14.47 2.651 21.77 1.928 32.80 1.304 49.21 0.829
18.09 2.773 27.22 2.014 41.01 1.356 61.51 0.845
21.71 2.862 32.66 2.075 49.21 1.388 73.81 0.844
25.33 2.917 38.10 2.111 57.41 1.401 86.11 0.825
28.95 2.938 43.55 2.121 65.61 1.394 98.41 0.788
29.85 2.938 44.91 2.119 67.66 1.389 101.49 0.776
30.75 2.936 46.27 2.116 69.71 1.383 104.57 0.763
31.21 2.935 46.95 2.114 70.74 1.379 106.10 0.756
34.37 2.907 51.71 2.087 77.91 1.346 116.87 0.699
37.99 2.844 57.15 2.033 86.11 1.290 129.17 0.617

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

111
treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a
V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2] V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2]
41.61 2.748 62.60 1.953 94.31 1.214 141.47 0.516
45.23 2.618 68.04 1.848 102.52 1.118 153.77 0.395
48.85 2.454 73.48 1.717 110.72 1.002 166.07 0.255
49.75 2.408 74.85 1.680 112.77 0.970 169.15 0.217
52.46 2.256 78.93 1.560 118.92 0.866 178.38 0.095
54.27 2.145 81.65 1.472 123.02 0.791 184.53 0.008

Figura 6.25. Caracteristica accelera țiilor

6.3.3.2. Determinarea timpului de demarare.

Se construiesc curbele inversului accelera ției (figura 6.26.). M ărimile
reprezentate sunt:

Tabelul 6.4. Inversul accelera țiilor
treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a
V1 [km/h] a1-1
[(m/s2)-1] V2 [km/h] a2-1
[(m/s2)-1] V3 [km/h] a3-1
[(m/s2)-1] V4 [km/h] a4-1
[(m/s2)-1]
7.24 0.434 10.89 0.596 16.40 0.876 24.60 1.344
10.85 0.401 16.33 0.551 24.60 0.811 36.91 1.258
14.47 0.377 21.77 0.519 32.80 0.767 49.21 1.206
18.09 0.361 27.22 0.496 41.01 0.738 61.51 1.183
21.71 0.349 32.66 0.482 49.21 0.720 73.81 1.185
25.33 0.343 38.10 0.474 57.41 0.714 86.11 1.212
28.95 0.340 43.55 0.472 65.61 0.717 98.41 1.268

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

112
treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a
V1 [km/h] a1-1
[(m/s2)-1] V2 [km/h] a2-1
[(m/s2)-1] V3 [km/h] a3-1
[(m/s2)-1] V4 [km/h] a4-1
[(m/s2)-1]
29.85 0.340 44.91 0.472 67.66 0.720 101.49 1.288
30.75 0.341 46.27 0.473 69.71 0.723 104.57 1.310
31.21 0.341 46.95 0.473 70.74 0.725 106.10 1.322
34.37 0.344 51.71 0.479 77.91 0.743 116.87 1.430
37.99 0.352 57.15 0.492 86.11 0.775 129.17 1.621
41.61 0.364 62.60 0.512 94.31 0.824 141.47 1.939
45.23 0.382 68.04 0.541 102.52 0.894 153.77 2.530
48.85 0.408 73.48 0.582 110.72 0.998 166.07 3.918
49.75 0.415 74.85 0.595 112.77 1.031 169.15 4.605
52.46 0.443 78.93 0.641 118.92 1.155 178.38 10.483
54.27 0.466 81.65 0.679 123.02 1.265 184.53 127.440

Figura 6.26. Caracteristica inversului accelera țiilor.

Valorile ob ținute pentru timpul de demarare sunt:

Tabelul 6.5. Timpul de demarare.
V [km/h] td [s]
7.2 0.62
10.9 1.18
21.7 2.56
30.8 2.94
41.6 4.18
49.7 4.77

Studiul și determinarea performan țelor autovehiculelor

113
V [km/h] td [s]
62.6 6.10
73.5 6.95
81.6 8.00
94.3 12.62
102.5 14.87
110.7 16.14
118.9 20.50
129.2 30.71
141.5 38.68
153.8 51.75
166.1 51.75

Figura 6.27. Timpul de demarare.
Performan țe ale autovehiculului:
Demarare 0-100 km/h: 14.18 [s]
() s18,14 62,1287,143,945,1023,94 10062,12 t
h/km1000d = − ⋅−−+ =
−

6.3.3.3. Determinarea spa țiului de demarare.

Prin timp de demarare se întelege distan ța parcurs ă de autovehicul îmn
timpul demarajului. Valorile ob ținute sunt:
Tabelul 6.6. Spațiul de demarare.
V [km/h] sd [m]
7.2 0.90

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

114
V [km/h] sd [m]
10.9 2.33
21.7 9.34
30.8 12.28
41.6 27.81
49.7 37.20
62.6 60.61
73.5 74.50
81.6 90.21
94.3 162.53
102.5 193.53
110.7 211.06
123.0 270.99
129.2 436.25
141.5 571.90
153.8 778.90

Figura 6.28. Spațiul de demarare.
Demarare 0-100 km/h: 184,1 [m]
() m1,184 53,16253,1933,945,1023,94 10053,162 s
h/km1000d = − ⋅−−+ =
−
Demarare 0-400 m :
() s56,24 50,2071,309,1182,1299,118 12350,20 t
h/km1230d = − ⋅−−+ =
−
() s36,29 56,2471,3099,27025,43699,270 40056,24 t
m4000d = − ⋅−−+ =
−

7

PERFORMAN ȚELE DE FRANARE ALE AUTOVEHICULELOR

Frânarea este procesul rpin care se reduce par țial sau total viteza
autovehculului. Ea se realizeaz ă prin generarea în mecanismele de frânare ale
roților a unui moment de fr ănare ce determin ă aparitia unei forte de frânare la ro ți
indreptat ă după direcția vitezei autovehiculului dar de sens opus ei.
Aprecierea și compararea capacit ății de frânare a autovehiculului se face
cu ajutorul decelera ției maxime absolute (a f) sau relarive (d f), a timpului de frânare
(tf) și a spațiului minim de frânare (S f), în func ție de viteza ini țiala a autovehiculului.
Pentru determinarea m ărimilor de mai sus în bibliografia de specialitate
sunt prezentate rela ții analitice de calcul. Rela țiile prezentate se refer ă la un
autovehicul la care reparti ția forțelor de frânare este ideal ă, respectiv decelera țiile
relative (gadf
f= ) realizate de fiecare punte au m ărimi egale. Cum în realitate
acest lucru se întâmpla numai în cazuri particulare, in construc ția sistemelor de
frânare sunt introduse dispozitive de reglare a for ței de frânare pe pun ți în funcție
de sarcina dinamic ă (sau static ă).
In acest caz, pentru men ținerea stabilit ătii mișcării și manevrabilita ții
autovehiculului în timpul procesului de frânare la un spa țiu de oprire minim, s-a
introdus pe scar ă interna țională (Regulamentul ECE-ONU Nr. 13 seria de
amendamente 05), diagrama privind repartizarea for țelor de frânare pe pun ți în
condiții de compatibilitate pentru elementele constructive și de utilizare ale
autovehiculului.
Indeplinirea acestor condi ții, reglementate și prin STAS 11960-89, este
obligatorie și pentru faza de predimensionare dinamic ă a autovehiculului,
reprezentând criteriile de apreciere a capacit ății de frânare prin performan țele de
frânare.
Normativele privitoare la capacitatea de frânare, cu valabilitate în țara
noastră, acordă atentie deosebit ă eficacității dispozitivelor de frânare evaluate pe
baza spa țiului de frânare. Sunt prev ăzute prescrip ții privitoare la caracteristicile
constructive ale dispozitivelor de frânare, metode de încercare și eficacitatea
frânării pentru fiecare categorie în parte (autovehiculele și remorcile sunt clasificate
in categoriile M,N,O). In tabelul 7.1 sunt prezentate performan țele de frânare ale
sistemelor de frânare ale autovehiculelor din categoriile M și N.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

116

Tabelul 7.1. Performan țe ale sistemelor de frânare ale autovehiculelor prev ăzute în
STAS 11960- 89
Autovehiculul

tipul categoriaViteza de
încercare
[km/h] Efortul maxim
la pedală
[daN] Formula pentru
calculul spa țiului
de frânare [m] Decelera ția
medie
[m/s2]
Autoturisme M 1 80 50
150VV1,0 S2
f +⋅ ≤ 5,8
Autobuze cu masa
totală până la 5.000 kg M2
Autobuze cu masa
totală de peste 5.000 kg M3 60 70
130VV15,0 S2
f +⋅ ≤ 5
Autocamioane cu masa
totală până la 3.500 kg N1 70
Autocamioane cu masa
totală intre 3.500 și
12.000 kg N2 50
Autocamioane cu masa
totală de peste
12.000 kg N3 40 70
115VV1,0 S2
f +⋅ ≤ 4,4

7.1. Parametrii capacit ătii de frânare.

Parametrii ce caracterizeaz ă frânarea autovehiculului sunt: decelera ția,
spațiul și timpul de frânare. Pentru aprecierea capacit ătii de frânare, respectiv a
posibilitătilor maxime, se folosesc decelera ția maxima și spațiul minim de frânare.

7.1.1. Determinarea deceleratiei.
a) Cazul în care frâneaz ă rotile ambelor pun ți,
Decelera ția maxim ă, în cazul în care se frâneaz ă roțile ambelor pun ți, se
obține atunci când toate ro țile ajung simultan la limita de aderen ță. Decelera ția
maximă obtinută in aceste condi ții poartă denumirea de decelera ție maxim ă
posibilă sau decelera ția maxim ă ideală și se exprim ă prin rela ția:
() () ]s/m[ sin cos gdtdvd2
pmaxpmaxf α α ⋅ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛= m (7.1)
unde: g=9,81 m/s2 este accelera ția gravita țională;
ϕ – coeficientul de aderen ță;
α – unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum
orizontal α=0)
b) Cazul în care frâneaz ă numai ro țile punții din fața,
Decelera ția maxim ă, în cazul în care se frâneaz ă n uma i ro țile punții din
față, se ob ține atunci când ro țile frânate ajung la limita de aderen ță în timp ce
roțile punții din spate ruleaz ă liber. Decelera ția maxim ă obtinută in aceste condi ții
se exprim ă prin rela ția:

Determinarea performan țelor de frânare

117
() ]s/m[ sin cos
Lh
1Lb
gdtdvd2
g fmaxfmaxf
⎟⎟⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜⎜⎜
⎝⎛
α α
⋅ϕ−⋅ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛= m (7.2)
unde: b, h g sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicului;
L – ampatamentul automobilului.
c) Cazul în care frâneaz ă numai ro țile punții din spate.
Decelera ția maxim ă, în cazul în care se frâneaz ă numai ro țile punții din
spate, se ob ține atunci când ro țile frânate ajung la limita de aderen ță în timp ce
roțile punții din față rulează liber. Decelera ția maxim ă obtinută in aceste condi ții se
exprimă prin rela ția:
() ]s/m[ sin cos
Lh
1La
gdtdvd2
g smaxsmaxf
⎟⎟⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜⎜⎜
⎝⎛
α α
⋅ϕ+⋅ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛= m (7.3)
unde: a, h g sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicululuii;

7.1.2. Determinarea spa țiului de frânare .
Dintre parametrii capacit ătii de frânare spa țiul de frânare determin ă în
modul cel mai direct calit ățile de frânare în strâns ă legătură cu siguran ța circulației.
La frânarea ambelor pun ți spațiul minim de frânare, ob ținut când reac țiunile
tangențiale ajung simultan la limita de aderen ță, spațiul de frânare poart ă
denumirea de spațiu minim posibil de frânare , și se determin ă, în cazul frân ării
intre vitezele V 1>V2, cu relația:
( )
()]m[sin cos g26V V
S2
22
1
pminfα α ⋅ϕ⋅⋅−
=m ( 7 . 4 )
sau, in cazul frân ării până la oprire (V 2=0), pe cale orizontal ă:
g 262
1V
pminfS⋅ϕ⋅= ( 7 . 5 )
în care viteza este exprimat ă în km/h.
Din rela ția spațiului minim de frânare pân ă la oprirea autovehiculului
rezultă că acesta este propor țional cu p ătratul vitezei ini țiale. In cazul în care viteza
crește cu 22,5%, spa țiul minim de frânare cre ște cu 50%. De asemenea, asupra
spațiului minim de frânare o influen ță mare o are și coeficientul de aderen ță. Astfel,
pentru un drum orizontal, sc ăderea coeficientului de aderen ța cu 30% determin ă
sporirea spa țiului minim de frânare cu 43%.

7.1.3. Determinarea timpului de frânare .
Timpul de frnare prezint ă importan ță mai ales in analiza proceselor de
lucru ale dispozitivelor de frânare și mai putin este utilizat pentru aprecierea
capacității de frânare a autovehiculelor..
La frânarea ambelor pun ți, timpul de frânare poart ă denumirea de timpul
minim posibil de frânare , și se determin ă, în cazul frân ării intre vitezele V 1>V2, cu
relația:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

118
( )
()]s[sin cos g6,3V V
t2 1
pminfα α ⋅ϕ⋅⋅−
=m ( 7 . 6 )
sau, in cazul frân ării până la oprire (V 2=0), pe cale orizontal ă:
g 6,31V
pminft⋅ϕ⋅= ( 7 . 7 )
în care viteza este exprimat ă în km/h.

7.2. Repartizarea for țelor de frânare între pun țile
autovehiculului.

Considerând autovehiculul în miscare rectilinie frânat ă în condi țiile în care
forțele de frânare la ro ți ating simultan limita aderentei (caz ideal), reac țiunile
normale la pun ți au expresiile urm ătoare:
– pentru puntea din fa ța:
ϕ⋅ ⋅ + =Lh
G G Zg
a 1 1 (7.8)
– pentru puntea din spate:
ϕ⋅ ⋅ − =Lh
G G Zg
a 2 2 ( 7 . 9 )
unde: G a, G1, G2 sunt respectiv greutatea autovehiculului și greutățile
statice repartizate pun ții din fața sau din spate ;
hg – înălțimea centrului de greutate;
L – ampatamentul autovehiculului;
ϕ – coeficientul de aderen ță.
In cazul în care performan ța de frânare impune realizarea unei anumite
decelera ții relative (d f), relațiile de mai sus devin:
– pentru puntea din fa ța:
fg
a 1 1 dLh
G G Z ⋅ ⋅ + = (7.10)
– pentru puntea din spate:
fg
a 2 2 dLh
G G Z ⋅ ⋅ − = ( 7 . 1 1 )
Corespunz ător relațiilor (7.8) și (7.9), respectiv rela țiile (7.10) și (7.11), se
obțin reacțiunile tangentiale maxime la frânare sub forma:
1 1f Z F ⋅ϕ= ( 7 . 1 2 )
respectiv:
2 2f Z F ⋅ϕ= ( 7 . 1 3 )
In acest caz for ța tangen țială specific ă de frânare – sau coeficientul de
utilizare a aderen ței – este:
– pentru puntea din fa ță:
fg
a 11f
11f
1
dLh
G GF
ZF
⋅ ⋅ += =ζ ( 7 . 1 4 )

Determinarea performan țelor de frânare

119
– pentru puntea din spate:
fg
a 22f
22f
2
dLh
G GF
ZF
⋅ ⋅ −= =ζ ( 7 . 1 5 )
Notând cu i F raportul de repartizare a for ței de frânare pe puntea din fa ță
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛=
f1f
FFFi și cu i S raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din fa ță
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛=
a1
SGGi , coeficientii de utilizare a aderen ței rezultă sub forma:
– pentru puntea din fa ță:
Lh
dii
dLh
dGGdGF
g
fSF
fg
f a1f a1f
1
+=
⋅ +⋅⋅=ζ (7.16)
– pentru puntea din spate:
Lh
di1i1
dLh
dGGdGF
g
fSF
fg
f a2f a2f
2
−−−=
⋅ −⋅⋅=ζ (7.17)
Din expresiile celor doi coeficien ți de utilizare a aderen ței la frânare se
constată urmatoarele:
– dacă 2 1ζ>ζ la frânare ro țile punții din fața ating limita aderen ței
înaintea celor din spate, respectiv la frânare ro țile punții din fața sunt
suprafrânate fa ța de roțile punții din spate;
– dacă 2 1ζ=ζ la frânare ro țile ambelor pun ți ating simultan limita
aderenței;
– dacă 2 1ζ<ζ la frânare ro țile punții din spate ating limita aderen ței
înaintea celor din fa ța, respectiv la frânare ro țile punții din spate sunt
suprafrânate fa ța de roțile punții din fața;

7.3. Valorificarea rezultatelor

In figura 7.1 se prezint ă, in forma in care se reg ăsesc în normativele
elaborate de CE, valorile admise pentru coeficien ții de utilizare a aderen ței ζ1 și ζ2
pentru autoturisme (categoria M 1 de automobile din STAS 11960-89).
Pentru aceste autovehicule se impune incadrarea coeficien ților de utilizare
a aderen ței în culuarul:
85,007,0 df
21 +≤
⎭⎬⎫
ζζ pentru 8,0 2,02,1≤ ζ≤ ( 7 . 1 8 )

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

120
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,80,10,20,30,40,50,60,70,8
domeniul
permis
=df+0,05
=dfdf+0,07
0,85
deceleratia relativacoeficientul de utilizare a aderentei 12

Fig. 7.1. Valorile admise pentru coeficien ții de utilizare a aderen ței la autoturisme

Pentru toate st ările de înc ărcare ale autovehiculului, curba de aderen ță
utilizată la puntea din fa ță (ζ1) trebuie s ă se găsească deasupra celei pentru
puntea din spate ( ζ2 ).
Normativele enumerate mai sus admit o inversare a curbelor de aderen ță
utilizată în zona 45,0 3,02,1≤ ζ≤ cu condi ția ca aceast ă curbă de aderen ță pentru
puntea din spate s ă nu dep ășească cu mai mult de 0,05 dreapta de ecua ție
fd=ζ , denumit ă dreapta de echiaderen ță.
In figura 7.2. se prezint ă valorile admise pentru coeficien ții de utilizare a
aderenței ζ1 și ζ2 pentru autobuze și autocamioane.

Determinarea performan țelor de frânare

121

2
0,7
00,10,20,40,50,6coeficientul de utilizare a aderentei0,31
deceleratia relativa0,3 0,1 0,2 0,5 0,4 0,6
domeniul permis0,85df+0,07

0,8 0,7 =df0,8
=df-0,08 =df+0,08 df-0,02
0,74

Fig. 7.2. Valorile admise pentru coeficien ții de utilizare a aderen ței la
autocamioane și autobuze

Pentru aceste autovehicule se condi ționează încadrarea coeficien ților de
utilizare a aderen ței, pentru intervalul decelera țiilor relative 3,0 d 15,0f≤ ≤ , într-un
coridor (f ără a se men ționa raportul dintre ζ1 și ζ2) definit de dubla inegalitate :
08,0d 08,0df
21
f + ≤
⎭⎬⎫
ζξ≤ − (7.19)
Pentru valori d f≥>0,3 curba de aderen ță utilizată la puntea din fa ță trebuie
să se găsească deasupra celei pentru puntea din spate, ambele curbe fiind situate
sub dreapta de ecua ție:
74,002,0 df
21 −≤
⎭⎬⎫
ζξ ( 7 . 2 0 )

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

122
7.4. Exemplu de calcul

Tema de proiect : pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizin ă care
are viteza maxim ă hkm185 vmax= , să se determine principalele m ărimi de
performan ța pentru capacitatea de frânare
Pentru autoturismul din tema de proiectare principalele m ărimi de calcul sunt
prezentate în tabelul 7.2.
Tabelul 7.2. Parametrii de calcul ai autoturismului
mo La
Lb
Lhg
ma m1 m2 ϕ df α
[Kg] – – – [kg] [kg] [kg] – – [0]
1500 0,45 0,55 0,19 1625 894 731 0,8 0,8 0

a) Determinarea deceleratiei.
– cazul în care frâneaz ă rotile ambelor pun ți (rel.7.1),
() ]s/m[ 85,78,081,9 gdtdvd2
pmaxpmaxf = ⋅ =ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛=
– cazul în care frâneaz ă numai ro țile punții din fața (rel.7.2),
() ]s/m[ 08,519,08,0155,08,081,9
Lh
1Lb
gdtdvd2
g fmaxfmaxf =⋅ −⋅ ⋅ =
⋅ϕ−⋅ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛=
– cazul în care frâneaz ă numai ro țile punții din spate (rel.7.3),
() ]s/m[ 06,319,08,0145,08,081,9
Lh
1La
gdtdvd2
g smaxsmaxf =⋅ +⋅ ⋅ =
⋅ϕ+⋅ϕ⋅= ⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛=
b) Determinarea spa țiului minim de frânare (rel.7.5),
]m[13081,98,026185
g 26VS2 2
pminf =⋅ ⋅=⋅ϕ⋅=

c) Determinarea timpului minim posibil de frânare (rel.7.7),
]s[54,681,98,06,3185
g 6,3Vtpminf =⋅ ⋅=⋅ϕ⋅=
d) coeficientii de utilizare a aderen ței rezultă sub forma:
– pentru puntea din fa ță (rel 7.16):
() ]N[ 89548,019,0 1625 89481,98,0 dLh
G G Z Ffg
a 1 1 1f = ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ =⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
⋅ ⋅ + ⋅ϕ= ⋅ϕ=
70,08,081,9 16258954
dGFi
f a1f
f =⋅ ⋅=⋅=

Determinarea performan țelor de frânare

123
83,0
19,08,052,07,0
Lh
dii
g
fSF
1 =
+=
+=ζ
– pentru puntea din spate (rel.7.17):
73,0
19,08,052,017,01
Lh
di1i1
g
fSF
2 =
−−−=
−−−==ζ
73,02 83,01 =ζ> =ζ , ceea ce inseamn ă că la frânare ro țile punții din fața ating
limita aderen ței înaintea celor din spate, respectiv la frânare ro țile punții din fața
sunt suprafrânate fa ța de roțile punții din spate;

8

PERFORMAN ȚELE CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL

Consumul de combustibil este o caracteristic ă economic ă a automobilului
și reprezint ă cantitatea de combustibil consumat ă de motorul automobilului la
parcurgerea unei distan țe date.
Pentru autovehiculele existente determinarea parametrilor consumului de
combustibil este reglementat ă în concordan ța cu normativele interna ționale prin
STAS 6926/10-76.
In cazul autovehiculelor aflate în faza de proiectare aprecierea consumului de combustibil trebuie s ă aiba în vedere estimarea parametrilor cuprin și în
standardele de consum de combustibil.
La autoturisme evaluarea conventional ă a consumului de combustibil se
face dup ă ciclul european ECE-ONU/342, Regulamentul 15 prin:
– simularea unui parcurs urban;
– efectuarea unui parcurs la doua viteze constante pe o șosea orizontala,
asfaltată.
Pentru celelalte autovehicule evaluarea consumului de combustibil se face
prin:
– consumul de combustibil de control la parcurgerea unui traseu rectiliniu
orizontal de 110 km cu 3/4 din V
max, având sarcina util ă de 50% din
valoarea maxim ă;
– consumul de combustibil mediu la parcurgerea unui traseu de 10 km cu
pornire de pe loc și demarare pân ă la vitezele de:
– 35…35 km/h la autobuze urbane și autobasculante;
– 55…75 km/h la autobuze interurbane și turistice;
– 50…70 km/h la autocamioane solo;
– 45…65 km/h la autocamioane cu semiremorci și/sau cu
remorci.
Rezultatele de evaluare a consumului de combustibil al autovehiculelor se
exprimă în litri/100 km.

In evaluarea analitic ă a consumului de combustibil al autovehiculelor se
disting dou ă metodologii de determinare, în func ție de datele detinute și anume:
a) când autovehiculul urmeaz ă a fi echipat cu un motor existent iar prin
determin ări experimentale pe standul motor sunt cunoscute caracteristicile
consumului de combustibil;
b) când motorul ce urmeaz ă a echipa autovehiculul nu este existent fizic,
sau nu se dispune de caracteristicile experimentale ale consumului de
combustibil.

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

125
Deplasarea urban ă presupune simularea ciclului de functionare descris in
tabelul 8.1 și ilustrat în figura 8.1.

Tabelul 8.1. Ciclul european ECE/324-Regulamentul 15
Accelera ția VitezaDurata
secvențeiDurata
cumulat ă Nr.
crt. Secventa
[m/s2] [km/h] [s] Treapta
de
Viteză*
[s]
1. 6 PM 6
2. Mers în gol – – 5 Tr.I 11
3. Accelerare 1,04 0…15 4 15
4. Vitez ă constant ă – 15 8 23
5. Decelerare -0,69 15…10 2 25
6. Decelarea cu ambreiajul decuplat -0,92 10…0 3 I
28
7. 16 PM 44
8. Mers în gol – – 5 Tr.I 49
9. Accelerare 0,83 0…15 5 I 54
10. Schimbare treapt ă viteză – – 2 I-II 56
11. Accelerare 0,94 15…32 5 61
12. Vitez ă constant ă – 32 24 85
13. Decelerare -0,75 32…10 8 93
14. Decelarea cu decuplarea
ambreiajului -0,92 10…0 3 II
96
15. 16 PM 112
16. Mers în gol – – 5 Tr.I 117
17. Accelerare 0,83 0…15 5 I 122
18. Schimbare treapt ă viteză – – 2 I-II 124
19. Accelerare 0,62 15…35 9 II 133
20. Schimbare treapt ă viteză – – 2 II-III 135
21. Accelerare 0,52 35…50 8 143
22. Vitez ă constant ă – 50 12 155
23. Decelerare -0,52 50…35 8 163
24. Vitez ă constant ă – 35 13 III
176
25. Schimbare treapt ă viteză – – 2 III-II 178
26. Decelerare -0,86 35…10 7 II 185
27. Decelarea cu ambreiajul decuplat -0,92 10…2 3 TII 188
28. Mers în gol – – 7 PM 195

Conform parcursului urban simulat, în parametrul de consum de
combustibil sunt cuprinse :
a) deplas ări cu vitez ă constant ă;
b) deplas ări uniform accelerate;
c) deplas ări uniform decelerate;
d) mers în gol.

* PM-cutia de viteze in punct mort;TI-cutia de viteze cuplat ă în I-a treaptă de vitez ă și ambreiaj decuplat;
TII-cutia de viteze cuplat ă în treapta a II-a de vitez ă și ambreiaj decuplat;I,II,III – cutia de viteze este
cuplată in I-a, a II-a sau a III-a treaptă și ambreiajul cuplat

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

126

11 4 8 5 21 12 24 11 21 26 12 8 13 12 74 8 23 525 24 8 3 52 9 2 8 12 8 13 2 7 3
1 2 3 4 5 6 7 8 9 1 0 1 1 1 2 1 3 1 4 1 5 1 6 1 7 1 8 1 9 2 0 2 12 22 3 2 4 2 57 6 5 16 5 16 5
26 27 281
1
1122
22
233
3
3
kk
kk
k1 k1 k1 R R R R PM PM PM
Numarul curect al
operatiilor
Timpul pentru fiecare
Timpul pentru fiecare
tip de functionareoperatie0 50 100 150200t in s01015203235405060v [km/h]
01234
12340,5 s0,5 s
km/h
km/hLinia teoretica
a cicluluiLEGENDA
k Decuplarea ambreiajului
k1,k2 Decuplarea ambreiajului cand viteza I-a sau a II-a este cuplata
PM Pozitia 0 a cutiei de vitezeR Mers in golShimbare de viteze1 viteza a I-a2 viteza a II-a
3 viteza a III-a
Intervalul tolerantelor; tolerantele pentru viteze
geometric pentru fiecare punct(±1 km/h) si timp (±0,5 s) se compun

Fig 8.1. Fazele ciclului european ECE /324, regulamentul 15

8.1. Determinarea consumului de co mbustibil pentru autovehiculul ce
urmează a fi echipat cu un moto r la care sunt cunoscute
caracteristicile consumului de combustibil

Pentru calculul în etapele a) și b) se propune utilizarea graficului din fig.
8.2.

P
nP
II I
III IVe1
e2 e3 e4
e5
t1
t2
t3
t4C
CC C
CCe6
ii
i
iv vv
v
v
v1
12
2a2a1P1
P2Pd
u1P =P + Pr aP =P + P + Pr ad u2

Fig. 8.2. Evaluarea consumului de combustibil in faza de mers cu
viteză constantă și/sau accelerat

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

127
În cadranul II cu coordonatele p,V sunt curbele puterilor necesare la
deplasarea cu vitez ă constant ă (Pu1) și cu vitez ă uniform accelerat ă (Pu2). Diferen ța
pe ordonat ă dintre cele dou ă curbe corespunde puterii consumate pentru
accelerare cu o anumit ă accelera ția constant ă (a). Aceste curbe se ob țin cu rela ții
analitice de calcul din bilan țul de putere:
tr1 3vAxc21vfaG aPrP1Pη⋅⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅⋅ ⋅ρ⋅+⋅⋅ = + = (8.1)
tr1
aGgdtdv3vAxc21vfaG dPaPrP1Pη⋅⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛⋅δ⋅ + ⋅⋅ ⋅ρ⋅+⋅⋅ = + + =
(8.2)
În cadranul I este reprezentat ă în coordonate (P-n) caracteristica complex ă
a motorului.
Caracteristica complex ă este o caracteristic ă multiparametric ă obținută prin
completarea caracteristicii de tura ție cu curbele izoconsumurilor specifice
de combustibil (C ei). Aceast ă caracteristic ă este ob ținută experimental
pentru motorul ce urmeaz ă a echipa autoturismul.

În cadranul IV sunt reprezentate un num ăr de drepte egal cu al treptelor
din cutia de viteze, drepte date de ecua ția :
tkr
kirn
30V⋅⋅π= (8.3)
cu k = 1…n -num ărul de trepte de vitez ă; rr – raza de rulare a ro ții; itk – raportul de
transmitere al transmisiei în treapta "k".
Dreptele din cadranul IV fac trecerea de la abcisa "v" la abcisa "n".
a) Determinarea consumului de combustibil la deplasarea cu vitez ă
constant ă ( V = ct.)
Fie v1, viteza constant ă de deplasare. Parcurgând sensul indicat de s ăgeți
se determin ă în caracteristica puterilor puterea “P1” necesar ă autopropuls ării iar în
caracteristica complex ă consumul specific de combustibil (s-a considerat
deplasarea în treapta a patra, deci schimbarea absciselor s-a f ăcut după dreapta
it4.)
Cu valorile determinate se ob ține un consum orar:
100P cQ1 5e
h⋅= (8.4)
și un consum în litri / 100km:

11 5e
1l
100v 10P c
V100Q Q⋅γ⋅⋅= ⋅= (8.5)
unde  γ este greutatea specific ă a combustibilului.
Dup ă procedeul de mai sus se procedeaz ă pentru orice valoare constant ă
a vitezei.
b) Determinarea consumului de combustibil la deplasarea uniform
accelerat ă.
Se împarte abscisa v în "k" intervale echidistante de l ățime “ Δv”. Se
cuprinde astfel regimul uniform accelerat sub forma :

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

128
ta vvo ⋅+ = ( 8 . 6 )
în șirul :
vi vvk
1io i Δ⋅ + = ∑
= ( 8 . 7 )
unde: v o este viteza ini țială;
a – accelara ția mișcării;
t – timpul mi șcării accelerate.
În fig. 8.2 parcurgând sensul indicat prin s ăgeti se determin ă pe curba P u2
ordonata P2 și prin punctul a2 consumul specific de combustibil (c e7) (s-a considerat
demarajul în treapta a doua).
Conform valorilor P2 și cef se calculeaz ă consumul orar de combustibil :
1000cPQ7e 2
h⋅= (8.8)
Se repet ă procedeul pentru alte valori ale vitezei :
v vviΔ+ = (8.9)
și se calculeaz ă parametrii Q h după relația (8.8).
Cu valorile ob ținute se construie ște graficul din figura 8.3
La sporirea vitezei de la v la v+ Δv se consum ă o cantitate de combustibil :
t Q Q2h 2 Δ⋅ = ( 8 . 1 0 )
unde Δt este timpul în ore de sporire a vitezei cu Δv.

vQ
v2v + v2h
Qh2
Δ
vΔ vΔ

Fig. 8.3. Caracteristica consumului orar al automobilului Q h=f(v).
Din expresia accelera ției tv
dtdvaΔΔ= = relația (8.10) devine :
v Qa1
avQ Q2h 2h 2 Δ⋅ ⋅=Δ⋅ = (8.11)

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

129
Din rela ția de mai sus rezult ă că determinarea consumului de combustibil
consumat la demarajul cu acccelera ția "a" se face integrând grafic sau numeric
funcția Qu = f(u), reprezentat ă în figura 8.3.
Combustibilul consumat în faza demarajului va fi :
() ∫ ++ + ⋅⋅=⋅ ⋅=hn 2h 1h h d Q… Q Qa6,3vdvQa1Q (8.12)
Corespunz ător sporirii vitezei în intervalul V 0…Vn automobilul va parcurge
un spațiu :
a26v vS2
02
n
d⋅−= (8.13)
Raportul :
γ= =100
SQQ
dd l
100 ( 8 . 1 4 )
dă valoarea parametrului de consum la deplasarea automobilului cu vitez ă
accelerat ă.
c) Determinarea consumului la deplasarea uniform deccelerat ă (mers în
gol forțat)
Metoda propus ă se folose ște pentru a determina dependen țele din graficul
cuprins în figura 8.4.
În cadranul I este cuprins ă variația consumului de combustibil al motorului
la mersul în gol for țat (cu motorul decuplat de transmisie) func ție de transmisie. O
asemenea caracteristic ă se obține experimental prin încerc ări de stand ale
motorului. În cadranul II sunt construite dreptele iti de schimbare a ordonatei “v” în
abcisa “n” func ție de treapta cuplat ă în cutia de viteze.
nI
IIt1
t2
t3
t4ii
i
ivc
cc
v1Δvg0g1g
a
n0

Fig.8.4 Caracteristica consumului specific la mersîn gol for țat

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

130

Se împarte ordonata “v” în k intervale Δv echidistante. Din definirea
decelera ției (d) :
tv
dtdvdΔΔ= = , se obține: v = d·t (8.15)
Pentru o valoare v i a vitezei dup ă direcția săgeților se ob ține valoarea la
cgi a consumului specific la mers în gol for țat.
Rezult ă după procedeul de mai sus c ă la decelerarea de la viteza ini țială vi
la cea final ă vf se consum ă o cantitate de combustibil :
() ∫ ++ + ⋅⋅=⋅ ⋅=gn 2g 1g g f c… c cd6,3vdvcd1Q (8.16)
Raportând consumul Q f la spațiul :
d26v vS2
f2
i
f⋅−= (8.17)
se obține :
γ⋅ =100
SQQ
ff l
100 (8.18)
care dă valoarea parametrilor de consum la mers într-un regim de decelerare.
d) Determinarea consumului de combustibil la mersul în gol liber.
În condi țiile de autopropulsare sunt dou ă situații de mers în gol a motorului:
– deplasare prin iner ție cu motorul decuplat;
– oprire de a șteptare cu motorul în func țiune.
Pentru mersul liber prin iner ție un timp de “t” secunde de la viteza v i până
la vf cu decelara ția d se ob țin mărimile:
γ⋅ =⋅−=⋅=100
SQQ;d26v vS;6,3t cQ
ll l
100
o2
f2
i
cgo
l (8.19)
În cazul opririlor de a șteptare un timp t a se obține:
0 S;6,3t c
Qaa go
a =⋅
= (8.20)
Pentru determinarea consumului de combustibil la parcursul urban care
cuprinde secven țele ciclului se calculeaz ă cu relația :
(8.21)
unde : m – este num ărul de viteze constante folosite t i ore;
Qh (rel. 8.4);
n – num ărul valorilor de accelera ții constante; ()
∑ ∑ ∑ ∑∑ ∑ ∑ ∑ ∑
= = = == = = = =
+ + +⋅+ + + +
⋅γ=p
1eleo
1kfkn
1jdjm
1ii ir
1tatp
1eieo
1kfkn
1jdjm
1ihi
cl
100
S S S tVQ Q Q Q Q
100Q

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

131
Qd (rel. 8.11); S d (rel. 8.12);
o – num ărul valorilor de decelera ție constante pentru mersul în gol for țat;
Q f (rel. 8,16); S f (rel. 8.17);
p- num ărul de decelera ții constante pentru mersul în gol liber;
Q e și Se (rel. 8.19);
r – num ărul valorilor de timp pentru opriri de a șteptare:
Q a (rel. 8.20);
Deoarece regulamentele ECE, consider ă în afara consumurilor din norme
STAS și consumul mediu echivalent definit pentru un parcurs de 100 km din care
50 km pe ciclul descris mai sus, 25 km cu viteza v=90 km/h, cu elementele
determinate mai sus rezult ă :
() () ()Vil
100 Vi cl
100 c medl
100 Q Q Q ⋅β+ ⋅β= (8.22)
unde:
βc,Vi este spa țiul relativ de deplasare în condi țiile: c – ciclul urban;
vi –viteze de valori constante (v i = constant ă); ( ∑β= 1);
()cl
100Q – consumul de combustibil pentru 100 km parcur și pe
ciclul urban;
()Vil
100Q – consumul de combustibil pentru 100 km parcur și cu
fiecare din vitezele V i.
Exemplu de calcul
Pentru un autoturism de clas ă medie, rezultatele ob ținute prin calcul cu
ajutorul calculatorului, pentru combustibilul consumat la parcurgerea ciclului sunt urmatoarele (procentele sunt din consumul total pe ciclu):

Consum pentru mersul în gol: 11.8 l/100km, (9.5%) Consum în accelerare : 43.5 l/100km, (34.9%)
Consum la viteze constante: 48.3 l/100km, (38.8%)
Consum în decelerare: 21.0 l/100km, (16.8%)

Consumul de combustibil pentru 100 km parcur și pe ciclul urban:
7,41 l/100km
Consumul mediu echivalent pentru 100 km: 7,83 l/100 km.

8.2. Determinarea consumului de co mbustibil pentru autovehiculul ce
urmează a fi echipat cu un motor la care nu sunt cunoscute
caracteristicile consumului de combustibil.

In cazul în care nu se cunosc caracteristicile de consum de combustibil
ale motorului, evaluarea parforman țelor consumului de combustibil al
autovehiculului se face prin calculul cantit ătii de combustibil necesar ă efectuării
parcursului de referin ță in condi țiile specifice standardele de consum de
combustibil.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

132
Conform principiului lui Carnot nu se poate transforma în energie util ă mai
mult de 40% din energia consumat ă.
In practic ă la un motor cu aprindere prin scânteie se risipe ște 70…75% din
energia combustibilului consumat (în ora ș până la cca 85%), iar la un motor cu
aprindere prin comprimare, având un randament mai ridicat, numai 60%. Aceasta
înseamn ă că din 10 litri de combustibil pot fi utiliza ți cel mult 3 litri la autovehiculele
echipate cu MAS și de cel mult 4 litri la autoturismele echipate cu MAC. Energia
acestor 3 sau 4 litri de combustibili într-un bilan ț energetic este reprezentat ă astfel:
– imperfec țiunile motorului care face ca o parte din combustibil s ă treaca
fară a se transforma, in gazele de evacuare;
– disiparea energiei sub form ă de căldură transmis ă prin chiulas ă, colector,
țeavă de eșapament, bloc motor etc;
– frecări mecanice: piston-cilindru, biel ă-arbore cotit, lag ăre;
– antrenare accesorii: pompe, ventilator, alternator etc;
– efectul de pompaj al amestecului de admisie;
– organele transmisiei: angrenajele cutiei de viteze, pun ți motoare, jocuri în
arborii transmisiilor etc;
– învingerea rezisten ței la rulare și a rezisten ței aerului;
– sporirea vitezei de deplasare a autovehiculului;
– invingerea eventualelor pante ale drumului.

Regulamentul ECE, consider ă consumul mediu echivalent pentru un
parcurs de 100 km din care 50 km pe ciclul descris mai sus, 25 km cu viteza v=90 km/h.
Din expresia lucrului mecanic necesar efectu ării parcursului de control de
100 km, ob ținut prin arderea combustibilului, cantitatea de combustibil consumat,
exprimat ă in litri pentru 100 km (l
100Q ) este dat ă de relația:
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
∑∑ ⋅ + ⋅ +⋅⋅η⋅η⋅η⋅γ⋅=km100litriR 25 R 25SL50
q10Q120 90
cicluciclu
tr mi3l
100
( 8 . 2 3 )
unde:
q [J/kg] este puterea calorific ă a combustibilului cu valorile:
benzina: q=46.106 j/kg;
motorin ă: q=42.106 j/kg;
γ [kg/m3] – densitatea combustibilului, cu valoarile:
benzina: γ =750 kg/m3;
motorin ă: γ =780 kg/m3;
ηi − randamentul indicat al motorului cu valorile:
la func ționarea pe caracteristica extern ă:
MAS: 0,25…0,33;
MAC: 0,35…0,40
la funcționarea pe caracteristici par țiale:
MAS: 0,10…0,20;
MAC: 0,15…0,30.
ηm − randamentul mecanic al motorului cu valorile:
MAS: 0,70…0,85;
M A C f ăra supraalimentare: 0,70…0,82
MAC cu supraalimentare: 0,80…0,90

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

133
ηtr − randamentul transmisiei automobilului, cu valoarea
determinata in paragraful 5.1.
Lciclu – lucru mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE /324,
regulamentul 15. S
ciclu =1018 m – lungimea spa țiului parcurs de autovehicul la
efectuarea unui ciclu.
∑90R- suma for țelor de rezisten ță la înaintare corespunz ătoare
deplasării autovehiculului pe distan ța de 25 km cu viteza constan ța
de 90 km/h;
∑120R – suma for țelor de rezisten ță la înaintare corespunz ătoare
deplasării autovehiculului pe distan ța de 25 km cu viteza constan ța
de 120 km/h.

8.2.1. Determinarea lucrului mecani c necesar parcurgerii ciclului ECE .

Conform parcursului urban simulat, secven țele ciclului descris cuprind
deplasări cu vitez ă constant ă, deplas ări uniform accelerate, deplas ări uniform
decelerate și mers în gol.
Din cele patru regimuri, semnificative pentru consumul de combustibil, sunt
primele trei deoarece necesit ă un consum de energie pentru parcurgerea lor dat de
relația:
d aer rul ciclu L L L L + + = (8.24)
unde:
Lrul este lucrul mecanic consumat de rezisten ța la rulare;
Laer – lucrul mecanic consumat de rezisten ța aerului;
Ld – lucrul mecanic consumat de rezisten ța la demarare.

a. Lucrul mecanic al rezistentei la rulare,
Expresia lucrului mecanic al rezisten ței la rulare este dat de reala ția:
ciclu 0 a rul Sfgm L ⋅⋅⋅ = ( 8 . 2 5 )
unde:
m a [kg] este masa total ă a autovehiculului;
g=9,81 [m/s2] – accelera ția gravita ționala;
f 0 – coeficientul rezistentei la rulare.
Sciclu=1018 [m] – lungimea spa țiului parcurs de autovehicul la
efectuarea unui ciclu.
Legat de coeficientul rezistentei la rulare, luând in considerare vitezele
reduse de deplasare la parcurgerea secventelor din ciclul referit, valoarea adoptata a coeficientului rezisten ței la rulare va ține seama de indica țiile
din paragraful 3.1.3.
Cu valorile f=f
0, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul mecanic
necesar învingerii rezisten ței la rulare este:
0a 0 a rul fm 9986fgm81,9 1018 L ⋅ ⋅ =⋅⋅ ⋅ ⋅ = [J] (8.26)

b. Lucrul mecanic al rezisten ței aerului,
Expresia lucrului mecanic al rezisten ței aerului este dat ă de relația:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

134
∫⋅ ⋅⋅⋅ρ⋅= i3
i x a dsvAc21L ( 8 . 2 7 )
unde:
ρ=1,22 [kg/m3] este densitatea aerului;
c x – coeficientul de rezisten ță al aerului (paragraful 3.2.3.);
A [m2] – aria sec țiunii transversale maxime (paragraful 3.2.3.);
vi [m/s] – viteza autovehiculului la parcurgerea unei secvente “i” a
ciclului;
sI [m] – spa țiul parcurs de autovehicul în secventa “i”.
In func ție de regimul de deplasare al autovehiculului în diversele
secventele ale ciclului – deplas ări cu vitez ă constant ă, deplas ări uniform
accelerate, deplas ări uniform decelerate – expresiile lucrului mecanic consumat de
rezistența aerului sunt prezentate în tabelul 8.1.

Tabelul 8.1. Expresii de calcul ale lucrului mecanic al rezisten ței aerului
Viteza [m/s] Nr.
crt. Secvența Accelera ția
[m/s2] initialăfinalăDurata
[s] Lucrul mecanic al rezistentei
aerului [J]
1. Accelerare a 1 v i vf t 1 4
13
1 x taAc81⋅⋅⋅⋅ρ⋅
2. Viteză
constant ă – v i=vf=v2 t 2 23
2 x tvAc21⋅⋅⋅⋅ρ⋅
3. Decelerare a 3 v i vf t 3 BtVAc
21
33
f x ⋅⋅ ⋅⋅⋅ρ⋅
unde:
()
⎟⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜⎜
⎝⎛
⋅+⋅⋅+⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛ ⋅+=3
33
f332
f33ta
41
vta
23
vta1 B
4. Schimbare
treaptă viteză – v i=vf=vo t 0 03
0 x tvAc21⋅⋅⋅⋅ρ⋅

Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul
mecanic necesar învingerii rezisten ței aerului este:
Laer= 93.500 Acx⋅⋅ [J] (8.28)

c. Lucrul mecanic al rezisten ței la demarare,
Expresia lucrului mecani al rezisten ței la demarare este dat ă de relația:
∫⋅⋅δ⋅ =i i ka d dsa m L ( 8 . 2 9 )
unde:
m a [kg] – masa total ă a autovehiculului
δk – coeficientul de influen ță al maselor aflate în mi șcare de rota ție
când este cuplat ă treapta ‘k’ de vitez ă (paragraful 3.4.);
ai [m/s2] – accelera ția autovehiculului in secventa “i” considerat ă;
si [m] – spa țiul parcurs de autovehicul în secventa “i”.
In funcție de regimul de deplasare al autovehiculului în diversele
secventele ale ciclului, este necesar un consum de energie pentru învingerea
rezistenței aerului numai în regimul acceler ării.
Lucrul mecanic de decelerare este pierdut prin frânare, astfel c ă el nu se
regasește in bilantul consumului de combustibil al autovehiculului.

Determinarea performan țelor consumului de combustibil

135

Corespunz ător secven ței din ciclu, expresiile lucrului mecanic consumat de
rezistența la demarare sunt prezentate în tabelul 8.2.

Tabelul 8.2. Expresii de calcul ale lucrului mecanic al rezisten ței la demarare
Viteza [m/s] Nr.
crt. Secvența Accelera ți
a
[m/s2] initialăfinalăDurata
[s] Lucrul mecanic al rezistentei
aerului [J]
1. Accelerare de pe
loc a1 0 vf t 1
2t
a m2
12
1ka ⋅⋅δ⋅
2. Accelerare intre
două viteze a2 v i vf t 2 )2ta
t6,3v(a m2
22
2i2ka⋅
+⋅ ⋅⋅δ⋅

Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul
mecanic necesar învingerii rezisten ței la demarare este:
()3 2 1 a d 09,49 43,69 87,25 m L δ⋅ ++δ⋅ +δ⋅ ⋅ = [J] (8.30)
Din dezvoltarile de mai sus, se ob ține pentru lucrul mecanic necesar
parcurgerii ciclului ECE rela ția:
Lciclu= 0afm 9986 ⋅ ⋅ +3.500 Acx⋅⋅ + ( )3 2 1 a 09,49 43,69 87,25 m δ⋅ ++δ⋅ +δ⋅ ⋅
(8.31)

8.2.2. Determinarea lucrul ui mecanic necesar deplas ării cu viteze
constante

Pentru determinarea consumului de control de combustibil Regulamentul
ECE, consider ă consumul mediu echivalent exprimat în litri pentru un parcurs de
100 km din care 25 km sunt parcur și cu viteza constant ă v=90 km/h și 25 km sunt
parcurși cu viteza constant ă v=120 km/h
Expresia lucrului mecanic necesar deplas ării cu viteza constant ă este:
∑ ⋅ == ii ctv SR L
i [J] (8.32)
unde:
⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅⋅⋅ρ⋅+⋅⋅ ∑ =2
i x i a i vAc21fgm R este suma rezistentelor la
înaintere corespunz ătoare deplas ării cu viteze constante v i;
vi [m/s] este viteza constant ă de deplasare (dup ă caz
256,390vi = = m/s și respectiv 33,336,3120vi = = m/s);
fi – coeficientul rezisten ței la rulare corespunz ătoare vitezei
constante de deplasare (vezi paragraful 3.1.3);
Si= 25.103 m – parcursul cu viteza v i= constant ă.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

136
8.3. Exemplu de calcul

Tema de proiect : pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizin ă care are
viteza maxim ă hkm185 vmax= , să se determine pentru parcursului de control de
100 km, cantitatea de combustibil consumat, (l
100Q ).
Pentru autoturismul din tema de proiectare principalele m ărimi de calcul sunt
prezentate în tabelul 8.3.
Tabelul 8.3. Parametrii de calcul ai autoturismului
mo cx A ηtr δ1 δ2 δ3 f0 f90 f120 Tip motor ηi ηm
[Kg] – [m2] – – – – – – – – –
1500 0,38 1,8 0,92 1,28 1,2 1,05 0,015 0,017 0,019 MAS 0,3 0,85

a) Lucrul mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE (rel.8.31):
L ciclu=0afm 9986 ⋅ ⋅ +3.500 Acx⋅⋅ + ( )3 2 1 a 09,49 43,69 87,25 m δ⋅ ++δ⋅ +δ⋅ ⋅
() ]J[ 040.479 05,109,492,143,69 28,187,25 500.18,138,0 500.3 015,0 500.1 986.9 Lciclu
= ⋅ +⋅ + ⋅ ⋅ ++⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ =
b) Lucrul mecanic necesar parcurgerii distan ței de control de 50 km pe ciclul
ECE:
]J[ 10 528.231018040.479 1050
SL 1050L33
cicluciclu3
50 ⋅ =⋅ ⋅=⋅ ⋅=
c) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constant ă de 90 km/h pe
distanța de 25 km (rel.8.32):

]J[ 10 800.12258,138,0 225,121017,081,9 500.1 1025 R S L
32 3
90 90 90
⋅ ==⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅⋅ ⋅ ⋅+ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ∑ = ⋅ =

d) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constant ă de 120 km/h pe
distanța de 25 km (rel.8.32):
]J[10 256.1833,338,138,0 225,121018,081,9 500.1 1025 R S L
32 3
120 120 120
⋅ ==⎟
⎠⎞⎜
⎝⎛⋅⋅ ⋅ ⋅+ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ∑ = ⋅ =

e) Cantitatea de combustibil consumat ă (rel.8.23):
⎥⎦⎤
⎢⎣⎡
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
∑∑ ⋅ + ⋅ +⋅⋅η⋅η⋅η⋅γ⋅=km100litriR 25 R 25SL50
q10Q120 90
cicluciclu
tr mi3l
100
sau, prin inlocuire:
()⎥⎦⎤
⎢⎣⎡= + + ⋅
⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅=km100litri74,6 256.18 800.12 528.23
92,085,03,0 750 104610Q66l
100

9

STABILITATEA ȘI MANIABILITATEA AUTOVEHICULULUI

9.1.Stabilitatea autovehiculului

Prin stabilitatea autovehiculului se define ște proprietatea acestuia de a
rămâne în permanen ță în contact cu calea de rulare și de a urm ări traiectoria
impusă de conduc ătorul auto . Pierderea stabilit ății se produce la apari ția patinării,
alunecării, derap ării sau răsturnării autovehiculului.
Dacă la aprecierea curent ă a performan țelor autovehiculelor și în special
ale autoturismelor, printre termenii frecvent folosi ți, privind performan țele motorului
(puterea maxim ă,consumul orar sau consumul specific, etc.) sau ale întregului
autovehicul (accelera ția, viteza maxim ă, timpul și spațiul de demarare, timpul și
spațiul de frânare, organizarea și compunerea transmisiei, tipul frânelor, direc ției și
suspensiei, consumul de combustibil la 100 de km, dot ările și echipamentele
folosite, etc.) arareori se reg ăsesc și informa ții sau aprecieri privind limitele de
asigurare a stabilit ății, pe care autovehiculul este capabil s ă le îndeplineasc ă în
anumite regimuri de deplasare.
Apreciem c ă sunt dificil de precizat astfel de performan țe și criterii limit ă,
având în vedere diversitatea regimurilor de deplasare pe care un autovehicul le poate avea de-a lungul vie ții sale. Dat ă fiind îns ă importan ța păstrării stabilit ății
autovehiculului în orice condi ții de deplasare , pentru siguran ța pasagerilor afla ți în
interior cât și pentru ceilal ți participan ți la trafic, pentru siguran ța mărfurilor
transportate, ținând seama și de viteza de deplasare, astfel de criterii devin tot mai
necesar a fi stabilite și precizate, înc ă din faza de concep ție și făcute cunoscute
oricărui cump ărător de autovehicule, pentru ca cei interesa ți de produsele
respective s ă cunoasc ă modul lor de folosire, f ără pierderea stabilit ății.
Este dăunător și neeconomic ca un autovehicul s ă nu corespund ă din
punct de vedere tehnic tot timpul, ca unele din p ărțile sale componente s ă nu
atingă sau să nu-și mențin
ă parametrii de func ționare prev ăzuți de către fabricant,
dar este extrem de periculos ca el s ă-și piardă stabilitatea, indiferent de cauzele
care ar genera acest fapt, deoarece, în astfel de situa ții, se pierde și controlul
autovehiculului respectiv, cu toate consecin țele care decurg de aici.
Având în vedere multitudinea condi țiilor de deplasare pe care un
autovehicul le poate asigura, ca și multitudinea situa țiilor întâlnite în practica
conducerii rutiere, nu pot fi precizate mereu limtele de stabilitate sau comportamentul la limit ă al autovehiculului pentru toate aceste regimuri.Totu și
anumite regimuri preponderent întâlnite pot fi analizate, putându-se determina
condițiile limită la care se poate pierde stabilitatea autovehiculului. Astfel în cele ce
urmează vor fi analizate condi țiile de stabilitate ale autovehiculului la deplasarea
rectilinie și în viraj.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
138

9.1.1 Stabilitatea longitudinal ă a autovehiculului

Pierderea stabilit ății longitudinale a autovehiculului apare la urcarea
rampelor sau coborârea pantelor mari, în timpul demarajului sau frân ării, prin
patinare sau alunecare longitudinal ă sau prin r ăsturnare.
Pentru analiza posibilit ăților de pierdere a stabilit ății longitudinale a
autovehiculului cu puntea motoare în spate, aflat în regim de mi șcare accelerat ă
pe o ramp ă de unghi α, în figura 9.1 se prezint ă un model mecanic echivalent al
automobilului, determinat prin izolarea acestuia fa ța de cale si mediu, pe baza
căruia, in condi ții statice de echilibru se pot scrie urmatoarele ecua ții: α1baL
2X
Mrul2Z2G sinha
arul1M
ZMi1
hg
aG cos
Gα gcv
i2MR a
α a
R d
X1

Fig.9.1. Studiul stabilit ății la urcarea rampelor

:0 Fx∑ = 0dRaR sinaG2X1X = − −α⋅ − + (9.1)
∑ =:0 Fy 0 cosG Z Za 2 1 =α ⋅ − + (9.2)
unde:
– X 1+X2=Fr-Rr este rezultanta fortelor de trac țiune, F r- forța la roata; R r-
rezistența la rularea ro ților, Ga – greutatea total ă a autovehiculului, R d,
Ra – rezisten țele la demarare;
– Z 1 și Z2 reprezint ă reacțiunile verticale la puntea fa ță, respectiv, spate.
Pierderea stabilit ății autovehiculului prin r ăsturnare apare prin tendin ța de
rotire a autovehiculului în jurul unei axe care une ște centrele ro ților spate cu calea
și se poate produce atunci când suma momentelor de r ăsturnare dep ășește suma
momentelor stabilizatoare, scrise în raport cu centrul de greutate adic ă:
( )g r 2 1 g a a g r hRdZaZ h h R hF ⋅ +⋅ >⋅ + − ⋅ +⋅ (9.3)
Deoarece în momentul r ăsturnării Z 1 =0 și α ⋅ = cosG Za 2 și tinând
seama c ă forța la roată este: d a r a r R R R sinG F + + +α⋅ = , rezultă inegalitatea:

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
139
() ( ) ghrRb2Z ghahaRghdRaRrR sinaGgh ⋅ +⋅ ≥ − ⋅ + ⋅ + + +α⋅ ⋅ (9.4)
sau:
() b cosG hR h R sinGa a a g d a ⋅α ⋅ ≥ ⋅ +⋅ +α⋅ (9.5)
Ținând seama c ă răsturnarea se poate produce pe rampe mari, când
vitezele sunt reduse și constante iar rezisten ța aerului R a este foarte mic ă, la limită
neglijabil ă în rapot cu celelalte for țe, se obține:
b cosG h sinGa g a ⋅α ⋅ ≥⋅α⋅ ( 9 . 6 )
Din care condi ția de răsturnare a autovehiculului în jurul axei ro ților din
spate se ob ține sub forma:
grhbtg ≥α ( 9 . 7 )
Pierderea stabilit ății autovehiculului la urcarea unei rampe, prin patinarea
roților motoare , se poate produce atunci când for ța de trac țiune dep ășește forța de
aderența, adică:
2Z 2X1X ⋅ϕ≥ + ( 9 . 8 )
unde:- Z 2 este reac țiunea vertical ă a căii de rulare la puntea motoare spate.
Cunoscând valorea reac țiunii Z 2, în condi țiile în care Ra~0, Rd=0, Rr~0,
din relația 9.8 rezult ă:
() α⋅ +α ⋅⋅ ⋅ϕ≥α⋅ sinh cosaLGsinGga
a (9.9)
Echivalent ă cu relația:
gph Latg⋅ϕ−ϕ⋅≥α ( 9 . 1 0 )
în care αp este unghiul rampei la care apare patinarea ro ților motoare spate.
Deoarece din punct de vedere al consecin țelor pierderea stabilit ății prin
patinare este mai pu țin periculas ă decât pierderea stabilit ății prin răsturnere,
constructiv se pune condi ția ca patinarea s ă se produc ă înaintea apari ției
răsturnării, respectiv tg αp ≤ tg ∝r , pentru care din rela țiile 9.7. și 9.10. se ob ține:

gh La
⋅ϕ−ϕ⋅ ≤
ghb ( 9 . 1 1 )
sau
φ ≤
ghb (9.12)
În cazul trac țiunii pe puntea din fa ță, punând condi ția ca patinarea s ă
apară înintea r ăsturnării și ținând seama de inegalitatea 9.7. se poate scrie rela ția:
gh Lb
⋅ϕ+⋅ϕ ≤
ghb ( 9 . 1 3 )
care devine:
L ≥ 0 (9.14)
Inecua ția este permanent respectat ă, ceea ce arat ă că în cazul trac țiunii
pe puntea din fa ță a autovehiculului r ăsturnarea acestuia în jurul axei pun ții spate
nu este posibil ă, deoarece la orice valoare a coeficientului de aderen ță φ,

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
140
patinarea ro ților motoare fa ță apare înainte de a se ajunge la condi ția de
răsturnare.
În cazul trac țiunii integrale , ținând seama de inegalitatea 9.7. se poate
scrie rela ția:
ghb>ϕ (9.15.)
Cunoscând c ă, în general, b > h g , raportul acestor m ărimi este supraunitar
și, în consecin ță, este mai mare decât valoarea uzual ă a coeficientului de aderen ță
φ. Aceasta înseamn ă că răsturnarea este foarte pu țin probabil ă, deoarece este
precedat ă de patinare sau alunecare longitudinal ă.
În tabelul 9.1 sunt prezentate valori orientative pentru valorile limit ă ale
unghiurilor de patinare αp, respectiv de r ăsturnare, αr, pentru diferite autoturisme
românești, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderen ță φ = 0,8.

Tabelul 9.1
Valori ale unghiurilor de stabilitate longitudinal ă pentru răsturnare și pentru alunecare
Nr.
crt Denumire
autoturism Ga
daN G1
daN G2
daN a
mm b
mm L
mm hg
mm αr
[0] αp
[0]
1 Dacia 1300 break 1330 650 680 1248 1193 2441 610 63 18
2 Dacia 1304 4×2 2230 720 1510 1811 864 2675 571 57 13
3 Dacia 1304 4×4 2120 628 1492 1811 864 2675 576 58 33
4 Dacia 1307 4×4 2100 690 1410 1876 919 2795 570 58 33
5 Aro 244
motor Peugeot 2450 970 1480 1429 921 2350 817 48 34
6 Aro 244
motor L-27 2450 1005 1445 1386 964 2350 830 49 33
7 Aro 10.4
motor 102-22 Dacia 1825 790 1035 1361 1039 2400 610 60 29
8 Aro 10.4
motor Renault mas 1825 820 1005 1347 1053 2400 617 60 29
9 Aro 10.4
motor Renault mac 1825 840 985 1295 1105 2400 595 62 28

9.1.2 Stabilitatea transversal ă la mersul în viraj

Ca si in cazul stabilit ății longitudinale, pierderea stabilit ătii transversale se
poate manifesta prin r ăsturnare în jurul unei axe care une ște centrele de contact
ale rotilor exterioare virajului cu calea sau prin alunecare dup ă direcția radiala a
curbei.
Pentru determinarea condi țiilor de stabilitate transversal ă în figura 9.2 se
prezintă un model mecanic echivalent al automobilului, determinat prin izolarea
acestuia fa ța de cale si mediu, pe baza c ăruia se va exprima condi ția de echilibru
static, scriind ecua ția de momente, fa ță de dreapta ce une ște punctele de contact
cu calea, ale ro ților din dreapta, fig.9.2:
Răsturnarea automobilului poate ap ărea atunci când suma momentelor de
răsturnare, fa ță de dreapta care une ște punctele de contact ale ro ților cu calea de

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
141
rulare, de pe partea dreapt ă, este mai mare decât suma momentelor de stabilitate,
în raport cu aceea și dreaptă.

c
a
βcF sinFcF cosG sinβ
ββ
ZdGa
YdYs
Bhg
Zs
βaG cosβ

Fig.9.2. Schema automobilului în viraj

() ( )2BcosaG sincF gh sinaG coscFBsZ ⋅β ⋅ +β⋅ > ⋅β⋅ −β ⋅ +⋅ (9.16)
unde: Rv
gGF2
a
c ⋅ = este forța centrifg ă;
V- viteza autovehiculului [m/s];
R- raza de virare a autovehiculului [m]
Zs – suma reac țiunilor normale la rotile de pe partea stânga a
autovehiculului
β – unghiul de inclinare transversal ă a drumului;
B- ecartamentul autovehiculului.
Dac ă se ține seama c ă la apari ția răsturnării Z s=0, din rela ția 9.16. se
poate calcula tangenta unghiului la care poate ap ărea răsturnarea:
tg β =
a
gca
gc
Gh2BFGh2BF
+⋅⋅⋅⋅−
( 9 . 1 7 )
Înlocuind expresia for ței centrifuge, dat ă de relația 9.17, în rela ția 9.16, se
obține:

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
142
tg βr =
1h2B
Rgvh2B
Rgv
g2g2
+⋅⋅⋅⋅−⋅
( 9 . 1 8 )
Din rela ția 9.18 se poate ob ține valoarea vitezei limit ă de răsturnare V r a
unui autovehicul, care se deplaseaz ă în viraj, având raza curbei R:

v r =
β⋅⋅−⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
β+⋅⋅⋅
tgh2B1tgh2BRg
gg[m/s] (9.19)
Din rela ția 9.19 se observ ă că prin mărirea unghiului β, de înclinare
transversal ă a drumului, se ob ține creșterea vitezei limit ă de răsturnare, iar la
valoarea tg β =Bh2g⋅
, viteza autovehiculului poate s ă devină oricât de mare
fără ca să se mai produc ă răsturnarea (V r = ∞). Cu cât vitezele de deplasare ale
autovehiculului sunt mai mari cu atât mai mult trebuie inclinate c ăile de rulare în
viraje.
Dac ă autovehiculul se deplaseaz ă în viraj, pe o cale de rulare fara
suprainălțare transversal ă (β =0), viteza limit ă de răsturnarea este:
v r =
gh2BRg
⋅⋅⋅[m/s] (9.20)
La deplasarea în viraj autovehiculul î și poate pierde stabilitatea și prin
derapare spre exteriorul curbei, de-a lungul razei de curbura a drumului . Deraparea
autovehiculului apare dac ă este îndeplinit ă condiția:
d s a c Y Y sinG cosF + >β⋅ −β ⋅ ( 9 . 2 1 )
unde Y s și Yd sunt forțele laterale de ghidare (reac țiuni transversale).
Valoarea maxim ă a sumei reac țiunilor transversale este limitat ă de forța de
aderență transversal ă:
( )β ⋅ +β⋅ ⋅ϕ= + cosG sinF Y Ya c d s (9.22)
Înlocuind în rela ția 9.22 se ob ține:
( )β ⋅ +β⋅ ⋅ϕ>β⋅ −β ⋅ cosG sinF sinG cosFa c a c (9.23)
Din inegalitatea 9.23 rezult ă valoarea limit ă a unghiului de înclinare
transversal ă a drumului, la care apare deraparea lateral ă a autovehiculului:
tg βp =
a ca c
GFG F
+⋅ϕ⋅ϕ− (9.24)
Dac ă se înlocuie ște expresia for ței centrifuge Rv
gGF2
a
c ⋅ = , se obține:

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
143
tg βp =
gRvgRv
22
+ ⋅ϕ⋅ϕ−
( 9 . 2 5 )
Din rela ția 9.25 se poate determina valoarea vitezei limit ă de deplasare a
autovehiculului în viraj, pe drum înclinat cu unghiul β, la care poate ap ărea
deraparea lateral ă:
v d = ( )
β⋅ϕ−β+ϕ⋅⋅
tg 1tg gR ( 9 . 2 6 )
La intrarea în viraj, pe drum f ăra supraîn ălțare transversal ă, (β = 0), viteza
limită de deplasare la care apare deraparea va fi:
v d = ϕ⋅⋅Rg [m/s] (9.27)
În calculele efectuate nu s-a ținut seama c ă în suprafa ța de contact a
roților cu calea de rulare mai ac ționează și forțe tangen țiale, de trac țiune sau de
frânare, care determin ă ca, atât patinarea cât și răsturnarea, s ă apară mai repede
decât o arat ă, prin calcul, rela țiile anterior determinate.
Având în vedere faptul c ă răsturnarea transversal ă, ca, de altfel, orice tip
de răsturnare, este mai periculoas ă decât deraparea lateral ă, se recomand ă ca
viteza limit ă de derapare V r să fie mai mic ă decât viteza limit ă de răsturnare V d,
adică este de preferat ca deraparea lateral ă a autovehiculului s ă apară înaintea
răsturnării:
ϕ⋅⋅Rg <
gh2BRg
⋅⋅⋅ ( 9 . 2 8 )
echivalent ă cu relația:
φ <
gh2B
⋅ ( 9 . 2 9 )
Relația 9.29 este, în general, îndeplinit ă la cele mai multe autovehicule,
putând, uneori, exista și excepții de la regul ă, cum este cazul autobuzelor
supraetajate.
Din relația 9.19, pentru un autovehicul cunoscut, se pot determina valorile
unghiului βr de înclinare transversal ă a drumului, la care poate ap ărea
răsturnarea autovehiculului în viraj, în func ție de viteza sa de deplasare.
Procedând îm mod similar, din rela ția 9.25 se pot determina valorile
unghiului βp de înclinare transversal ă a drumului, la care poate ap ărea deraparea
laterală a autovehiculului, cunoscând viteza sa de deplasare în viraj și mărimea
razei de curbur ă a drumului.
Din relația 9.26, se pot determina valorile vitezei limit ă Vp, la care poate
apărea deraparea lateral ă a autovehiculului, p ăstrând raza curbei R constant ă și
cunoscând valorile unghiului βp.
În tabelul 9.3. sunt prezentate valori orientative pentru viteza de patinare
laterală în viraj V p și pentru viteza de r ăsturnare V r pentru diferite autoturisme
românești, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderen ță φ = 0,8 și
raza curbei R=50 m.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
144
Tabelul 9.3.
Valori ale vitezelor de stabilitate transversal ă pentru răsturnare și pentru derapare lateral ă
Nr.
crt Denumire
autoturism Go
daN G1
daN G2
daN B
mm hg
mm φ R
m β
[0] Vp
km/h Vr
km/h
1 Dacia 1310 Break 1330 650 680 1312 610 0,8 50 17 97 115
2 Dacia 1304 4×2 1080 600 480 1312 571 0,8 50 17 97 121
3 Dacia 1304 cu obloane 1115 595 620 1312 576 0,8 50 17 97 107
4 Dacia 1410 berlina 920 535 385 1312 570 0,8 50 17 97 107
5 Aro 240
motorL-27D 1550 800 750 1445 817 0,8 50 17 97 103
6 Aro 244
motorL-27D 1660 820 840 1445 830 0,8 50 17 97 101
7 Aro 10.4
motor102-02 Dacia 1180 630 550 1304 610 0,8 50 17 97 114
8 Aro 10.0
motor Renault mas 1120 600 520 1304 617 0,8 50 17 97 114
9 Aro 10.4
motor Renault mac 1180 630 550 1304 595 0,8 50 17 97 117
Pentru autovehiculul proiectat trebuie determinate limitele de pierdere a
stabilității longitudinale și laterale, cunoscând dimensiunile principale și viteza de
deplasare ale acestuia, ca și caracteristicile c ăii de rulare .

9.1.3. Stabilitatea la frânarea pe drum orizontal la mesul rectiliniu

Decelera ția maxima în cazul automobilului la care se frâneaz ă roțile
ambelor pun ți, se obține când toate rotile ajung simultan la limita de aderen ță.
Decelera ția maxim ă obtinută în aceste condi ții poartă denumirea de decelera ție
maximă posibilă sau decelera ția maxim ă ideală.
Decelera țiile maxime ideale se obțin pentru frân ări fără blocarea ro ților,
deoarece, dup ă blocare, valoarea aderen ței și, deci, și a forței de frânare
dezvoltate se mic șorează din cauza coeficientului de aderen ță dupa alunecare, a
carui valoare este mai mic ă decât înaintea alunec ării.
Blocarea ro ților în timpul frân ării este neîndoielnic un fenomen nedorit nu
numai din punct de vedere al performan țelor de frânare ci și din motive de
stabilitate și maniabilitate deoarece reduce capacitatea de ghidare a ro ților.
Timând seama de legile fizicii, obtinerea decelera ției ideale – dependent ă
de parametrii constructivi si de utilizare ai automobilului prin valorile relative ale coordonatelor centrului de greutate și de conditiile de drum prin valoarea capabil ă
a coeficientului de aderen ță – reprezint ă cazuri particulare, decelera ția reală fiind
diferită de cea ideal ă.
In comportamentul real al automobilului frânat, raportat la cazul ideal al
frânării, se întâlnesc urmatoarele dou ă situații:
– fața de cazul ideal ro țile punții din spate sunt suprafrânate – se
blocheaz ă – iar cele din fa ța sunt subfrânate;
– față de cazul ideal ro țile punții din fa ță sunt suprafrânate – se
blocheaz ă – iar cele din spate sunt subfrânate.
Din punct de vedere al stabilit ății automobilului primul caz reprezint ă un
comportament supravirator, instabil pe traiectoria rectilinie a automobilului, iar cel

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
145
de-al doilea caz un comportament de subvirare, autostabilizant pe traiectoria
rectilinie a automobilului.
Din evaluarea celor dou ă comportamente ale automobilului frânat si anune
instabil dac ă roțile din spate se blocheaz ă inaintea cel din fa ța și autostabilizant pe
traiectoria rectilinie dac ă roțile din fa ța se blocheaz ă înaintea celor din spate, în
construc ția sistemului de frânare se utilizeaz ă, fara nici o exceptie, un dispozitiv,
cel puțin de tipul limitatoarelor de frânare, pentru corectarea for ței de frânare la
roți. Rolul func țional al unui astfel de dispozitiv este acela de a evita ca la frânarea
intensivă – de urgen ță – sa se produc ă blocarea ro ților din spate înaintea celor din
fața, respectiv exclude posibilitatea instal ării caracterului supravirator.
Datorită efectelor defavorabile pe care blocarea ro ților le are asupra
eficacității frânării, stabilit ății și maniabilit ății autovehiculului, precum și asupra
uzurii pneurilor, s-au dezvoltat solu ții tehnice de dispozitive antiblocare, care
împiedică blocarea ro ților indiferent de momentul de frânare aplicat și de
coeficientul de aderen ță.
Dac ă se defineste for ța specific ă de frânare a autovehiculului ca raport
dintre suma for țelor de frânare la pun ți și greutatea total ă a autovehiculului de
forma:
21aG2fF1fFς+ς=+=ς ( 9 . 3 0 )
unde:
Ff1 și Ff2 sunt definite prin rela țiile (7.12 și 7.13);

⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
⋅+⋅ϕ= =ς
Lh
dLb
GF1g
f 1
a1f – forța specific ă de frânare a pun ții față; (9.31)
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
⋅ − ⋅ϕ= =ςLgh
fdLa
2aG2fF
2 – forța specific ă de frânare a pun ții spate;
( 9 . 3 2 )
gfa
fd= – decelera ția relativă (rel.7.1);
ϕ1, ϕ2 – coeficien ții medii de aderen ța la rotile pun ții fața, respectiv spate;
a, b, h g – coordonatele centrului de greutate;
L- amptamentul automobilului.
Folosind nota țiile: ψ=La, ψ−=1Lb și χ=Lhg, in condi țiile în care
ϕ=ϕ=ϕ 2 1 iar decelera ția relativ ă are valoarea maxima d f =ϕ (rel.7.1), rela țiile
(9.31) și (9.32) devin:
()
() χ⋅ϕ−ψ⋅ϕ=ςψ−+χ⋅ϕ⋅ϕ=ς
21 1 ( 9 . 3 3 )
din care prin eliminarea coeficientului de aderen ță ϕ se obține ecua ția de gradul al
doilea de forma:
() 012
1 2 1122
2=ς⋅ψ−ς⋅χ+ς⋅ψ−+ς⋅+ς⋅χ (9.34)
care reprezint ă ecuația unei parabole cunoscute sub numele de “ paraboila
distribuției ideale a for ței de frânar e” deoarece define ște mărimile maxime ale

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
146
forțelor specifice de frânare la ro țile autovehiculului dezvoltate simultan la limita de
aderență, când se obtine decelera ția maxima posibil ă sau decelera ția ideala .
Pentru o situa ție bine determinata când se cunosc χψ,,aG reprezentând
grafic rela ția (9.34) cu 1ςîn abscis ă si 2ςin ordonat ă, se obține o parabola care
trece prin origine și intersecteaz ă axele in punctele de coordonate ⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
=χψ0,
gha și
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
=χ−ψ
ghb 1,0 (fig.9.3)

Fig.9.3 Parabola distribu ției ideale a for țelor de frânare

Fiec ărui punct al parabolei ii corespunde un anumit coeficient de aderen ță,
care se poate preciza ducând în acest punct o paralel ă la bisectoarea a doua a
axelor și citind valoarea corespunz ătoare la intersec ția cu una din axele de
coordonate.
Rezult ă că pentru a se realiza frânarea optim ă, raportul for țelor de frânare
la punți trebuie s ă fie variabil.
Timând seama de rela ția (9.30) expresia decelera ției relative devine:
2 1 fd ς+ς= ( 9 . 3 5 )
cu ajutorul c ăreia din rela țiile (9.31) și (9.32) se ob ține:

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
147
χψ−−ς⋅χ⋅ϕϕ⋅ϕ−=ς1
1111
2 ( 9 . 3 6 )
χ⋅ϕ+ψ⋅ϕ+ς⋅χ⋅ϕ+χ⋅ϕ=ς
2 1212 122 ( 9 . 3 7 )
Reprezentarea grafic ă a relațiilor (9.36) și (9.37) se face sub forma a dou ă
drepre de echiaderen ța aderen ță anterioar ă ϕ1 și posterioar ă ϕ2 . Prima, pentru
diferite valori ale lui ϕ1 determin ă un fascicul de drepte care trece prin punctul
⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
=χ−ψ
ghb 1,0 , iar a doua, pentru diferite valori ϕ2, determin ă un fascicul de
drepte care trece prin punctul de coordonate ⎟⎟
⎠⎞
⎜⎜
⎝⎛
=χψ0,
gha. Pentru un autovehicul
cu o anumit ă sarcină, la care se cunosc coordonatele centrului de greutate si se
deplaseaz ă pe o anumit ă cale, for țele specifice de frânare 1ςși 2ςsunt
dependente de for ța de apăsare pe pedala de frân ă.
O dreapt ă împarte planul în dou ă regiuni, una pozitiv ă și una negativa.
Dacă se consider ă dreapta de ecua ție ( )0 2,11D =ςς , atunci una din regiuni este
cea pentru care D 1<0, iar a doua regiune este cea pentru care D 1>0.
Reprezentarea grafic ă a dreptelor D I și DII, ale căror ecua ții sunt date de
relațiile (9.36) și respectiv (9.37), in sistemul de coordonate ( )2,1ςς , imparte planul
in patru domenii dup ă cum urmeaz ă:
– domeniul I în care: D I>0, D II>0;
– domeniul II în care: D I>0, D II<0;
– domeniul III în care: D I<0, D II>0;
– domeniul IV în care: D I<0, D II<0;
Acestor domenii, figura 9.4, le corespund urm ătoarele situa ții pentru starea
de frânare a ro ților autovehiculului:
I – roțile din fa ța și din spate ruleaz ă fară tendința de blocare, deci au
alunecări relative în zonele de stabilitate;
II – roțile din față rulează fără blocare iar cele din spate se blocheaz ă;
III – roțile din față se blocheaz ă iar cele din spate ruleaz ă fără blocare;
IV – roțile ambelor punti se blocheaz ă.

Fig.9.4 Dreptele de echiaderen ță

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
148

9.2. Maniabilitatea autovehiculelor

Maniabilitatea autovehiculelor reprezint ă proprietatea acestora de a
menține direc ția de mers rectiliniu și de a urma traiectoria imprimat ă la virare.
Pentru a comanda mi șcările dorite pentru autovehicul conduc ătorul
acestuia ac ționează asupra sistemului de direc ție, asupra sistemului de propulsie și
asupra sistemului de frânare, prin comenzi specifice. Maniabilitatea împreun ă cu stabilitatea au mare importan ță pentru
securitatea circula ției rutiere a autovehiculului, ele depinzând de caracteristicile
sale constructive, de caracteristicile c ăii de rulare precum și de regimul de
deplasare.

9.2.1. Maniabilitatea în viraj

Virajul unui autovehicul este considerat corect dac ă roțile directoare
rulează fără alunecări laterale. Pentru aceasta este necesar ca toate ro țile
automobilului s ă descrie cercuri concentrice în jurul unui singur punct, numit centru
efectiv de viraj (punctul O din fig.9.3). În cazul automobilelor cu 4 ro ți centrul efectiv
de virare este situat la intersec ția dintre axa pun ții spate și axele ro ților directoare.
Pentru aceasta trebuie ca roata de direc ție interioar ă virajului s ă fie rotită cu un
unghi de bracare mai mare decât unghiul de rotire a ro ții exterioare virajului
(θ1>θ2).
Condiția de virare corect ă, adică de înscriere în viraj a autovehiculului f ără
ca roțile de direc ție să derapeze lateral , se ob ține când toate punctele
autovehiculului descriu cercuri concentrice in O, (fig.9.5), respectiv din
triunghiurilor OAD și OBC, pot fi determinate urm ătoarele rela ții:
2ctgADODθ = și 1ctgCBOCθ = (9.31.)
Făcând diferen ța celor dou ă egalități se obține expresia:
ctLb
BCOC
ADODctg ctg1 2 == − =θ −θ (9.32.)
în care L reprezint ă ampatamentul autovehiculului și b distan ța dintre pivo ții roților
directoare.

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
149
AL
2
1B
Ri
θ
bE
RRe
θθCD
O

Fig.9.5 Schema vir ării corecte a autovehiculului cu ro ți rigide

Dintre parametrii geometrici ai virajului prezint ă interes razele minime de
virare, ob ținute atunci când se efectueaz ă virajul cu unghiurile maxime de bracare.
Din triunghiurile OAD și OBC, fig.9.5 se pot scrie rela țiile :
– pentru raza exterioar ă de virare:
2bB
sinLR
2e−+θ= ; (9.33.)
– pentru raza interiar ă de virare:
2bB
tgLR
1i−−θ= (9.33.)
Din cele prezentate privind stabilitatea și maniabilitatea autovehiculului nu
s-a ținut seama de elasticitatea transversal ă a pneurilor, care influen țează
traiectoria real ă, deoarece, prin deformarea lateral ă a pneului, poate apare o
abatere de la direc ția inițială de deplasare.
Dacă asupra autovehiculului ac ționează o forță de deviere lateral ă Fy
determinat ă de forța centrifug ă, de vântul lateral, sau de înclinarea transversal ă a
căii de rulare, datorit ă elasticit ății laterale a pneului roata deviaz ă de la direc ția

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
150
inițială de deplasare cu un unghi δ, care este denumit unghi de deviere lateral ă sau
unghi de deriv ă. Mărimea acestui unghi depinde de m ărimea for țelor care
acționează asupra ro ții de direc ție, de construc ția pneului, de m ărimea presiunii
interioare a aerului din pneu. Valorile maxime ale unghiului de deriv ă se află în
intervalul δ = 12 – 180, după care poate ap ărea deraparea autovehiculului.
Componenta F iy a forței centrifuge (fig.9.6), la deplasarea în viraj,
determin ă apariția unghiurilor de deriv ă δ1 la roțile punții față, respectiv δ2 la roțile
punții spate, care influen țează traiectoria mi șcării în raport cu traiectoria comandat ă
de conduc ătorul autovehiculului. Ca urmare a elasticit ății laterale a pneurilor centrul
instantaneu de virare se deplaseaz ă din punctul O în punctul O δ, aflat la intersec ția
perpendicularelor pe vectorii vitezelor ro ților față, Va1 și din spate, V a2.

δ
δδ θ
δδδ
11
1
222
e
ia1a2Cv
v
δ2 θ−δ2
θθθ
O OδRδRFiyL

Fig.9.6 Schema vir ării autovehiculului cu ro ți elastice

Distanța dintre centrul instantaneu de virare și axa longitudinal ă de
simetrie a autovehiculului se nume ște raza de virare si se noteaz ă cu Rδ.

Stabilitatea și maniabilitatea autovehiculelor
151
Dacă δ1 = δ2 raza de viraj a autovehiculului este aceea și ca și în cazul în
care acesta ar avea ro ți rigide (R = R δ).În acest caz se spune c ă autovehiculul are
virare normal ă sau neutr ă.
Dacă δ1 > δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (R δ > R) iar autovehiculul
are capacitatea de viraj insuficient ă sau este subvirator. În acest caz, la deplasarea
autovehiculului în viraj, pe curba de raz ă R, rotirea volanului trebuie s ă se facă cu
un unghi mai mare decât se face la virarea neutr ă.
Dacă δ1 < δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (R δ < R) iar autovehiculul
are capacitatea de viraj excesiv ă sau este supravirator, deoarece pentru
deplasarea pe curba de raz ă R, volanul trebuie rotit la un unghi mai mic decât în
cazul virării neutre.
La deplasarea rectilinie a autovehiculului., când ro țile de direc ție nu sunt
bracate și sunt paralele cu direc ția de înaintare, la apari ția unor for țe de deviere
laterală, apare tendin ța ca autovehiculul s ă devieze de la direc ția rectilinie și să
înceapă să vireze, f ără comand ă primită de la conduc ător. În acest caz
conducătorul trebuie s ă intervină și să rotească de volan, într-un sens sau altul,
până la aducerea autovehiculului pe direc ția dorită de deplasare.
În cadrul proiectului, la acest capitol, trebuie verificat, prin calcul și grafic,
dacă autovehiculul proiectat respect ă legea vir ării corecte, dat ă de relația 9.31,
adică dacă se înscrie în curb ă fără derapări sau alunec ări ale roților directoare.
Pentru aceasta trebuie cunoscute dimensiunile geometrice ale automobilului, și
distanța dintre axele pivo ților De asemenea trebuie calculate raza exterioar ă Re și
raza interioar ă RI, cu ajutorul rela țiilor 9.33, cunoscând c ă valorile maxime ale
unghiurilor de bracare ale ro ților directoare sunt cuprinse între 30-35 grade. Razele
minime de virare calculate trebuie comparate cu cele ale solu țiilor similare.

10

PROBLEME

Problema nr. 1

S ă se reprezinte grafic, în func ție de pozi ția relativă a centrului de greutate,
valoarile reac țiunilor normale la limita de aderen ță pentru un autoturism organizat
cu punte motoare în fa ță.
a) pentru ro țile punții din față;
b) pentru ro țile punții din spate.
Se cunosc: 80,0=ϕ , o0=α .
Parametrul La are valori în intervalul 55,045,0÷ .

Problema nr. 2
S ă se reprezinte grafic, în func ție de pozi ția relativă a centrului de greutate,
valoarile reac țiunilor normale la limita de aderen ță pentru un autoturism echipat cu
punte motoare în spate.
a) pentru ro țile punții față;
b) pentru ro țile punții spate.
Se cunosc:
80,0=ϕ , o0=α .
Parametrul La are valori în intervalul 55,045,0÷ .

Problema nr. 3
S ă se reprezinte grafic, în func ție valoarea coeficeintului de aderen ță,
valoarea reac țiunii normale la limita de aderen ță, pentru un autoturism echipat cu
punte motoare în fa ță.
a) pentru ro țile punții față;
b) pentru ro țile punții spate.
Se cunosc:
45,0La= , o0=α .
Coeficientul de aderen ță are valori în intervalul 85,07,0÷ .

Probleme

153

Problema nr. 4

S ă se reprezinte grafic, în func ție valoarea coeficeintului de aderen ță,
valoarea reac țiunii normale la limita de aderen ță pentru un autoturism echipat cu
punte motoare în spate.
a) pentru ro țile punții față;
b) pentru ro țile punții spate.
Se cunosc: 45,0La= , o0=α .
Coeficientul de aderen ță are valori în intervalul 85,07,0÷ .

Problema nr. 5

S ă se reprezinte grafic, în func ție valoarea unghiului de înclinare
longitudinal ă a drumului, valoarea reac țiunii normale la limita de aderen ță pentru
un autoturism echipat cu punte motoare în fa ță.
a) pentru ro țile punții față;
b) pentru ro țile punții spate.
Se cunosc: 45,0La= , 80,0=μ .
Unghiul de înclinare longitudinal ă a căii are valori cuprinse între o150÷ .

Problema nr. 6

S ă se reprezinte grafic, în func ție valoarea coeficeintului de aderen ță,
valoarea reac țiunii normale la limita de aderen ță pentru un autoturism echipat cu
punte motoare în spate.
a) pentru ro țile punții față;
b) pentru ro țile punții spate.
Se cunosc: 45,0La= , 80,0=μ .
Unghiul de înclinare longitudinal ă a căii are valori cuprinse între o150÷ .

Problema nr. 7

Să se calculeze accelera ția maxim ă pe o cale orizontal ă ce poate fi
realizată de un autoturism cu un motor echipat a c ărui putere maxim ă este de 50
kW la o tura ție de 4500 rot/min.
Autoturismul are cuplat ă în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere
unitar.

Se cunosc:
Masa autovehiculului am 1000 kg
Accelera ția gravita țională g 10 2sm
Coeficientul rezisten ței la rulare f 0,015
Coeficientul rezisten ței aerului xc 0,35
Aria frontal ă a autoturismului A 1,9 m2

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

154
Raportul de transmitere al transmisiei principale 0i 3,5
Randamentul transmisiei tη 0,90
Raza de rulare a ro ții rr 0,3 m

Pentru calculul coeficientul de influen ță al maselor în mi șcare de rota ție se
folosește relația: ()2
0 cv k i i 0025,0 04,1
k⋅⋅+=δ .

Problema nr. 8

S ă se determine for ța la roat ă necesar ă deplasării cu vitez ă constant ă pe
un drum a c ărui înclinare longitudinal ă este de 1,5°.
Autoturismul are cuplat ă în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere
unitar.
Se cunosc:
Masa autovehiculului
am 950 kg
Accelera ția gravita țională g 10 2sm
Viteza de deplasare v 80 km/h
Coeficientul rezisten ței la rulare f 0,013
Coeficientul rezisten ței aerului xc 0,32
Aria frontal ă a autoturismului A 1,85 m2
Raportul de transmitere al transmisiei principale 0i 3,5
Randamentul transmisiei tη 0,93
Raza de rulare a ro ții rr 0,3 m

Problema nr. 9

Să se determine valorile rapoartelor de trasmitere din cutia de viteze
cunoscându-se valorile maxime ale for ței la roat ă.

max_IRF 5000 N
max_IIRF 4000 N
max_IIIRF 3000 N
max_IVRF 2000 N

Să se determine valoarea raportului de transitere al transmisiei principale
cunoscându-se urm ătoarele:

Viteza automobilului v 180 km/h
Raza de rulare a ro ții rr 0,31 m
Turația de func ționare a motorului
maxvn 5500 rot/min

Probleme

155

Problema nr. 10

S ă se determine, folosindu-se diagrama complex ă a factorului dinamic,
panta maxim ă ce poate fi urcat ă de un autoturism cu accelera ția maxim ă:
2
max sm0,2 a= .
Autoturismul are cuplat ă în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere
unitar.

Se cunosc:
Masa autovehiculului am 950 kg
Accelera ția gravita țională g 10 2sm
Coeficientul rezisten ței la rulare f 0,015
Coeficientul rezisten ței aerului xc 0,32
Aria frontal ă a autoturismului A 1,92 m2
Raportul de transmitere al transmisiei principale 0i 3,75
Randamentul transmisiei tη 0,92
Raza de rulare a ro ții rr 0,31 m

Caracteristica momentului motor este definit ă astfel:
750 [rpm] 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500
123 [Nm] 130 136 141 146 150 153 155

2750 3000 3250 3500 3750 4000 4250 4500
157 158 159 159 158 156 154 151

4750 5000 5250 5500 5750 6000
147 143 138 132 126 119

Pentru calculul coeficientul de influen ță al maselor în mi șcare de rota ție se
folosește relația: ()2
0 cv k i i 0025,0 04,1
k⋅⋅+=δ .

Anexa 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

Construc ția automobilului este caracterizat ă de dimensiunile principale definite
prin STAS 6689/2-80 și SR ISO 612:1996:
• lungimea, L a (fig.A1.1) – distan ța dintre dou ă plane perpendiculare pe
planul longitudinal de simetrie al autovehiculului și tangente la acesta
în punctele extreme din fa ță și din spate (toate elementele din fa ța
sau din spatele autovehiculului sunt incluse);
• lățimea, l (fig.A1.1) – distan ța dintre dou ă plane paralele cu planul
longitudinal de simetrie al autovehiculului, tangente la acesta de o
parte și de alta (toate organele laterale fixate rigid, cu excep ția
oglinzilor retrovizoare, sunt incluse);
• înălțimea, H (fig.A1.1) – distan ța dintre planul de sprijin și un plan
orizontal, tangent la partea cea mai de sus a autovehiculului preg ătit
de plecare în curs ă, fără încărcătură utilă, cu pneurile umflate la
presiunea corespunz ătoare masei totale maxim admise. La
autocamioane, în ălțimea este m ăsurată așa cum se arat ă în figura
A1.2.

Fig.A1.1. Măsurarea dimensiunilor principale la autoturisme

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

157

• ampatamentul, L (fig.A1.1) – distan ța dintre planele coborâte pe planul
longitudinal de simetrie al autovehiculului, corespunz ătoare la dou ă
roți consecutive situate de aceea și parte a autovehiculului. La
autovehiculele cu trei sau patru pun ți, se măsoară ca în figura A1.3,
iar la autovehiculele cu semiremorci și remorci a șa cum se arat ă în
fig.A1.4.

• ecartamentul ro ților din fa ță, E 1 și din spate, E 2 – distan ța dintre
planele mediane ale ro ților care apar țin aceleea și punți (fig.A1.1).
Dacă roțile sunt jumelate (ro ți duble), ecartamentul este distan ța
dintre planele mediane ale ro ților duble (fig.A1.5).
Fig.A1.2. Măsurarea înălțimii la autocamioane

Fig.A1.3. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu trei sau patru pun ți

Fig.A1.4. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu semiremorci și remorci

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

158

• consola fa ță, C1, respectiv consola spate C 2 (fig.A1.6.) – distan ța de la
punctul extrem din fa ță, respectiv din spate al autovehiculului pân ă la
planul vertical care trece prin centrul ro ților din fa ță, respectiv din
spate.

Fig.A1.6. Măsurarea consolelor fa ță și spate

Caracteristicile geometrice ale capacit ății de trecere sunt:
o lumina (garda la sol), h g – distanța vertical ă dintre partea cea mai de
jos a șasiului sau caroseriei autovehiculului complet înc ărcat și planul
de susținere (fig.A1.7).

Fig.A1.5. Măsurarea ecartamentului la autovehicule cu ro ți duble

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

159

Tabelul A1.1. Valori pentru lumin ă (garda la sol) la diferite tipuri de autovehicule

Tipul autovehiculului Lumina (garda la sol)
[mm]
Autoturisme 4×2 150-220
Autoturisme 4×4 210-222
Autcamioane 4×2 240-270
Automobile cu capacitate de trecere m ărită 260-320
Autovehicule speciale cu capacitate de trecere
mărită 400-450

o raza longitudinal ă de trecere, lρ – raza suprafe ței cilindrice (fig.A1.7)
tangentă la roțile din față, roțile din spate și la punctul cel mai de jos al
autovehiculului, situat între pun ți.

Tabelul A1.2. Valorile razei longitudinale de trecere pentru diferite tipuri de autovehicule

Tipul autovehiculului Raza longitudinal ă de trecere
[mm]
Autoturisme cu capacitate cilindric ă mică 2,5-3,5
Autoturisme cu capacitate cilindric ă mijlocie 3,5-5,5
Autoturisme cu capacitate cilindric ă mare 5,5-8,5
Autocamioane u șoare 2,5-3,5
Autocamioane mijlocii 3,0-5,5
Autocamioane grele 5,0-6,0
Autovehicule cu capacitate mare de trecere 2,0-6,0

o raza transversal ă de trecere tρ – raza suprafe ței cilindrice tangent ă la
punctul cel mai de jos din fa ță sau spate al autovehiculului pe distan ța
ecartamentului și la suprafe țele intreioare ale pneurilor (fig.A1.8). Fig.A1.7. Măsurarea luminii (garda la sol) și a razei longitudinale de trecere

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

160

Fig.A1.8. Măsurarea razei transversale de trecere

o unghiurile de trecere, 1α (în față) și 2α (în spate) – sunt determinate
de tangentele la pneul din fa ță, respectiv din spate și partea cea mai
din față, respectiv din spate a șasiului sau caroseriei (fig.A1.9).

Tabelul A1.3. Valorile medii ale unghiurilor de trecere pentru diferite tipuri de auovehicule

Tipul autovehiculului
1α[o] 2α[o]
Autoturisme 20-30 15-20
Autocamioane 40-60 25-40
Autobuze 10-40 6-20
Automobile cu capacitate mare
de trecere minim45 Minim 35

o raza exterioar ă de viraj maxim, R e – raza circumferin ței descrise pe
planul drumului de centrul suprafe ței de contact cu solul a ro ții
exterioare din fa ță (fig.A1.10), la virajul în jurul unui punct O (centrul
virajului), cu bracarea maxim ă a roții;
Fig.A1.9. Măsurarea unghiurilor de trecere în fa ță și în spate

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

161

Fig.A1.10. Razele de viraj ale autovehiculului

o raza interioar ă de viraj maxim, R i (fig.A1.10) – raza circumferin ței
descrise pe planul drumului de centrul suprafe ței de contact cu solul a
roții interioare din spate, la virajul în jurul punctului O (centrul
virajului), cu bracarea maxim ă a roții;
o raza exterioar ă de gabarit R 1 (fig.A1.10) – raza circumferin ței descrise
de proiec ția pe drum a punctului autovehiculului aflat la distan ța cea
mai mare de centrul virajului, cu bracarea maxim ă a roților;
o raza interioar ă de gabarit R 2 (fig.A1.10) – raza circumferin ței descrise
de proiec ția pe drum a punctului autovehiculului aflat la distan ța cea
mai mică de centrul virajului, cu bracarea maxim ă a roților.
Urma virajului, U v, caracterizeaz ă lățimea benzii de suprafa ță liberă a
drumului, necesar ă virajului (U v = R e – Ri).
Fâșia de gabarit, A v, reprezint ă suprafața de deplasare a autovehiculului peste
ale cărei limite siguran ța circulației este periclitat ă (Av = R 1 – R 2).
Dimensiunile interioare ale caroseriei unui autovehicul influen țează condițiile
ergonomice pentru conduc ătorul automobilului, comoditatea c ălătoriei pasagerilor
și capacitatea de a transporta diferite înc ărcături.
Comoditatea conducerii și confortul c ălătoriei trebuie realizate asigurând
totodată rezisten ța caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un cost
acceptabil.
În faza de proiectare a autovehiculului, determinarea dimensiunilor și
amplasării postului de conducere și a locurilor pentru pasageri se face, în țara
noastră, după STAS R 10666/1-76 pentru autocamioane și autobuze și
recomand ările regulamentului nr.36 ECE-ONU pentru autobuze, dup ă STAS
12613-88 pentru autoturisme și recomand ările regulamentului nr.35 ECE-ONU
(amplasarea pedalelor de comand ă).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

162
A1.1. Amenajarea interioar ă a autoturismelor

În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasat ă la mijloc
totdeauna, pentru ca ace știa să fie cât mai bine proteja ți contra accident ării.
„Caroseria de securitate” se ob ține prin urm ătoarele m ăsuri: rigidizarea
construc ției fără reducerea vizibilit ății, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe
tavan și pereții laterali, montarea unor mânere pentru u și și macarale pentru
geamuri f ără proeminen țe, montarea unor „air-bag”-uri frontale sau laterale,
tapisarea butucului volanului, a bordului și a a parasolalelor, folosirea coloanei de
direcție telescopice și a unui volan u șor deformabil în direc ție axială, montarea
parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul s ă sară în afară.
Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a
organelor de comand ă manuală la autoturisme și vehicule utilitare se aleg conform
STAS 6689/1-81, astfel încât acestea s ă fie în permanen ță î n r a z a d e a c țiune
determinat ă de dimensiunile antropometrice ale conduc ătorului.
În figura A1.11 sunt prezentate, dup ă recomand ările STAS 12613-88,
dimensiunile postului de conducere, iar în tabelul A1.4 sunt prezentate limitele de
modificare a acestor m ărimi.
Punctul R (fig.A1.11), define ște punctul de referin ță al locului de a șezare (al
scaunului) și reprezint ă centrul articula ției corpului și coapsei unui manechin
bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sau tridimensional, conform STAS R
10666/2-76 și regulamentului nr.35 ECE-ONU. Punctul R este un punct stabilit
constructiv de c ătre produc ător și indicat pentru fiecare scaun determinat în raport
cu sistemul de referin ță tridimensional (fig.A1.13).
În ceea ce prive ște postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii
dispunerii scaunului fa ță de comenzi, se aplic ă metoda recomandat ă de STAS
12613-88 și norma ISO 3958-77, care stabile ște o înfășurătoare a distan țelor
maxime de ac țiune ale unei mâini a conduc ătorului așezat pe scaun, cu cealalt ă
mână pe volan și piciorul stâng pe pedala de accelera ție, având montat ă o centur ă
de siguran ță cu trei puncte de sprijin.
Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnaliz ării schimb ării
direcției, luminilor de pozi ție spate și laterale, avertiz ării sonore, ștergătorului și
spălătorului de parbriz trebuie s ă fie amplasate în zona de ac ționare a mâinii
conducătorului autovehiculului.

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

163

Fig.A1.11. Dimensiunile postului de conducere

Tabelul A1.4. Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere

Nr.
crt. Dimensiunea Limita de modificare
1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β [O] 9…..33
2. Distan ța verticală de la punctul R la punctul c ălcâiului, H Z [mm] 130…..320
3. Cursa orizontal ă a punctului R [mm] min. 130
4. Diametrul volanului, D [mm] 330…..600
5. Unghiul de înclinare a volanului, α [O] 10…..70
6. Distan ța orizontal ă între centrul volanului și punctul călcâiului, W X
[mm] 660…..152
7. Distan ța verticală între centrul volanului și punctul c ălcâiului, W Z
[mm] 530…..838

Amenajarea interioar ă a autoturismelor și dimensiunile interioare ale acestora
sunt prezentate în STAS 6926/4:1995 (fig.A1.12).
Modul de amplasare a comenzilor manuale a indicatoarelor de func ționare și a
semnalizatoarelor de control este recomandat de SR ISO 4040:1995.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

164

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

165

Fig.A1.12. Dimensiuni interioare ale autoturismelor

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

166

Fig.A1.13. Sistemul de referin ță tridimensional
Prescripții privind ampasarea comenzilor (fig.A1.14)
1) În zona 1 trebuie s ă fie situat ă acționarea urm ătoarelor comenzi:
– comanda luminilor de drum;
– comanda avertizorului luminos;
– comanda semnaliz ării schimb ării direcției;
2) Zona de ac ționare a comenzii luminilor de pozi ție spate și laterale
trebuie s ă fie situat ă la stânga planului de referin ță;
3) O parte a zonei de ac ționare a comenzii principale de avertizare
sonoră trebuie s ă fie situat ă în interiorul zonelor 1 sau 2;
4) Zona de ac ționare a comenzii frânei de sta ționare trebuie s ă fie
amplasat ă la dreapta planului de referin ță;
5) Dacă în zona 3 exist ă două sau mai multe comenzi prin pârghie,
altele decât schimb ătorul de viteze, zona de ac ționare a
comenzilor ștergătorului și spălătorului de parbriz trebuie s ă fie cât
mai apropiat ă de janta volanului.

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

167

Fig.A1.14. Modul de amplasare a comenzilor manuale

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

168
A1.2. Amenajarea interioar ă a autocamioanelor și autobuzelor

Pentru autobuze și autocamioane dimensiunile postului de conducere și
amplasarea organelor de comand ă sunt reglementate prin STAS R 10666/1-76 și
regulamentul nr.35 ECE-ONU. Dimensiunile cabinei, ale locului de munc ă al
conducătorului și amplasarea organelor de comand ă trebuie s ă asigure condi ții de
muncă optime, astfel încât acesta s ă depună un efort fizic minim și să se poate
concentra asupra circula ției rutiere. Având în vedere timpul petrecut de c ătre
conducător în cabina autocamionului sau în autobuz, se în țelege că microclimatul
trebuie s ă-i ofere, în m ăsura posibilului, oportunit ățile, inclusiv de repaus, de care
el are nevoie la deplasarea pe distan țe apreciabile. În figurile A1.15, A1.16, A1.17
este prezentat modul de amplasare a comenzilor prin pedale fa ță de postul de
conducere.

Fig.A1.15. Amplasarea pedalelor de comand ă

Fig.A1.16. Trei pedale-transmisie conven țională

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

169

Fig.A1.17. Două pedale-transmisie automat ă

Dimensiunile cabinei sunt prezentate în figura A1.18. iar semnifica țiile notațiilor
se găsesc în tabelul A1.5.

Fig.A1.18. Măsurarea dimensiunilor cabinei autocamioanelor

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

170
Tabelul A1.5. Dimensiunile cabinei

Nr.
crt. Denumirea Dimensiuni

1. Distan ța de la punctul R la tapiseria acoperi șului, h [mm] 1000
2. Distan ța de la punctul R la punctul E, f [mm] 495
3. Adâncimea scaunului, B [mm] 400
4. Lățimea pernei scaunului, A [mm] 450
Lățimea interioar ă a cabinei, C [mm]
cu 1 loc 750
cu 2 locuri 1250
cu 3 locuri (cu cu șetă) 1900 5.
cu 3 locuri (f ără cușetă) 1750
6. Lățimea de trecere la deschiderea u șii, r1, r2 [mm] 250, 650
7. Unghiul dintre gamb ă și talpa piciorului, 2 1,γγ [o] 30, 90…110
8. Unghiul dintre perna scaunului și spătar, 1α[o] 95
9. Distan ța de la axa pedalei de accelera ție la peretele din partea
dreaptă, s [mm] 80
10. Distan ța de la axa pedalei de accelera ție, la axa pedalei de frân ă, u
[mm] 110
11. Distan ța dintre axa pedalei de frân ă și axa pedalei de ambreiaj, v [mm] 150
12. Distan ța de la axa pedalei de ambreiaj la peretele lateral, p [mm] 110
Distanța de la axa de simetrie a scaunului conduc ătorului la:
axa pedalei de frân ă, l [mm] 13.
axa pedalei de ambreiaj, j [mm] 50…150

În cazul autocamioanelor caroseria se compune din cabina pentru conduc ător
si platforma pentru transportul bunurilor.
Cabinele sunt de tip închis, cu geamuri mobile. Ele sunt prev ăzute, în mod
normal, cu dou ă-trei locuri, iar uneori chiar cu șase-opt locuri. La autocamioanele
pentru transportul pe distan țe lungi, cabina este prev ăzută cu un pat pentru
conducătorul auto de schimb. Cabina poate fi dispus ă în spatele pun ții din față, sau
pe puntea din fa ță (cabină avansat ă).
La autocamioanele având motorul a șezat în fa ța cabinei, pericolul de
accidentare a conduc ătorului este mai mic și, ca urmare, se poate realiza o
construc ție de cabin ă mai ușoară. Cabinele avansate trebuie s ă fie realizate cu o
rigiditate mai mare pentru a spori securitatea conduc ătorului, deoarece la aceste
construc ții riscul de accidentare este mai mare. Cabinele autocamioanelor trebuie
să fie bine izolate termic și fonic, s ă fie etan șe, să aibă instalații de ventila ție și
climatizare.
O atenție deosebit ă trebuie acordat ă suspensiei cabinei deoarece frecven ța
oscilațiilor suspensiei autocamionului se modific ă cu încărcătura. Pentru aceasta

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

171

Fig.A1.19. Variante de caroserii ale autovehiculelor pentru transportul de bunuri:
a-autofrigorific ă, b-autofurgonet ă; c-autoizoterm ă; d-autocamionet ă; e-autocamion 4×2; f-autocamion
6×4; g-autocamion cu semiremorc ă; h-autocamion pick-up,
i-autobasculant ă 4×2, j-autobasculant ă 6×4, k-autocistern ă; l-autobetonier ă,
m-autocamion pentru transport animale.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

172
cabina se monteaz ă pe cadru cu ajutorul tampoanelor de cauciuc sau al unei
suspensii compuse din arcuri și amortizoare.
Partea din caroserie destinat ă transportului înc ărcăturii utile poate avea diferite
forme în func ție de destina ție (fig.A1.19).
Tot mai folosit în ultimul timp se folose ște transportul containerizat și paletizat
de mărfuri generale. În tabelul A1.6 se prezint ă date caracteristice ale unor
transcontainere de tip închis.

Tabelul A1.6. Dimensiunile și greutățile transcontainerelor de tip închis

Felul
transcontainerului Înălțimea
[mm] Lățimea
[mm] Lungimea
[mm] Masa brut ă
[kg]
1A 2438 2438 12192 30480
1B 2438 2438 9125 25400
1C 2438 2438 6058 20320
1D 2438 2438 2991 10160

În STAS 6299/4-83 sunt prezentate dimensiunile exterioare de gabarit
(fig.A1.20, tabelul A1.7) și dimensiunile interioare ale containerelor mari de uz
general, iar în STAS 602811-89 și 6028-89 sunt prezentate caracteristicile
constructive ale paletelor de transport (fig.A1.21).

Fig.A1.20. Dimensiunile exterioare de gabarit pentru diferite tipuri de transcontainere

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

173
Tabelul A1.7. Dimeniunile transcontainerelor

Tipul
containerului L
[mm] W
[mm] H
[mm] S
[mm] P
[mm] C1
[mm] C2
[mm]
1A 2438
1AA 2591
1AX 12192 2438
2438 11985 2259 101,5 89
1B 2438
1BB 2591
1BX 9125 2438
2438 8918 2259 101,5 89
1C 2438
1CC 2591
1CX 6058 2438
2438 5853 2259 101,5 89
1D 2438
1DX 2991 2438
2438 2787 2259 101,5 89

Fig.A1.21. Dimensiunile paletei lad ă (boxpaleta)

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

174
Conform Regulamentului R. 36 ECE – ONU, pentru transportul în comun a
mai mult de 16 c ălători, exist ă trei clase de autovehicule:
– clasa I – autobuze urbane (cu scaune destinate c ălătorilor și spații
destinate c ălătorilor stând în picioare);
– clasa II – autobuze și autocare interurbane (cu locuri în picioare,
dar numai pe culoarul dintre scaune);
– clasa III – autocare de turism (care nu sunt amenajate pentru
transportul de c ălători în picioare);
– autobuz sau autocar articulat – compus din mai multe tronsoane
rigide articulate unul fa ță de altul, compartimentele pasagerilor din
fiecare tronson comunicând între ele de o asemenea manier ă
încât să permită circulația liberă a călătorilor.
Autobuzele interurbane și turistice trebuie prev ăzute cu instala ții
corespunz ătoare pentru a asigura confortul pasagerilor. Interiorul se izoleaz ă fonic
și termic, trebuind s ă se asigure o bun ă condiționare a aerului din salonul destinat
pasagerilor.

Tabelul A1.8. Caracteristici pentru diferite tipuri de autobuze

Tipul
autobuzului Puterea
specifică
[CP/t] Înalțimea
podelei [mm] Felul
scaunelor
Gu/Go

Clasa I 10 600 Netapisate 1,1
Clasa II 12 800-900 Banc ă tapisată 0,8
Clasa III 15-18 800-900 Scaune pentru dormit 0,5

În cazul autobuzelor urbane se merge pe linia de a se construi autobuze de
mare capacitate cu locuri multe în picioare. În tabelul A1.9 se g ăsesc date
referitoare la construc ția acestor autobuze.

Tabelul A1.9. Caracteristici pentru autobuze urbane

Locuri în
picioare Autobuze urbane G a
[daN] Nr.
punților Nr. de
locuri Lungimea
totală
[m] Locuri pe
scaune
Capacitate medie 10.000 2 90 9,6 2-3
Clasic mare 16.000 2 125 12 3-3,5
½ etajat 22.000 3 185 12 2-2,5
1/1 etajat 9.500 2 90 10,5 0,2-0,4
Articulat 22.000 3 170 16,5 2-3,5

Din acest tabel se observ ă că în cazul autobuzelor etajate predomin ă locurile
pe scaune. La etajul autobuzelor se prev ăd numai locuri pe scaune, aceasta în
vederea m ăririi stabilit ății. La celelalte tipuri de autobuze predomin ă locurile în
picioare.
Ținând seama de recomand ările din tabelele A1.8 și A1.9, func ție de destina ție
și de num ărul de locuri, se poate determina lungimea autobuzului.

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

175
Organizarea interioar ă a autobuzelor depinde de destina ția lor. În fig. A1.22 se
poate observa modul de amplasare a scaunelor, num ărul ușilor de urcare și
coborâre, suprafe țele de trecere pentru pasageri, etc.

Fig.A1.22. Organizarea interioar ă a autobuzelor:
a-autobuze turistice, b, c- autobuze interurbane, d, e-autobuze suburbane,
f, g, h-autobuze urbane

În continuare sunt prezentate detalii privind amenajarea interioar ă a
autobuzelor (conform R. 36 ECE – ONU):
– numărul minim de u și de serviciu trebuie s ă fie conform tabelului
A1.10;

Tabelul A1.10. Alegerea num ărului de uși de serviciu

Nr. de uși de serviciu Nr. de călători
Clasa I Clasa II Clasa III
17-45 1 1 1
46-70 2 1 1
71-100 3 2 1
>100 4 3 1
În cazul autobuzelor articulate, fiecar e tronson rigid va fi tratat ca un
autovehicul separat pentru calculul num ărului minim și poziția ieșirilor.

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

176
– numărul minim de trape de evacuare se alege conform tabelului
A1.11;

Tabelul A1.11. Alegerea num ărului trapelor

Nr. de călători Nr.trapelor
< 50 1
>50 2

– dimensiunile minime ale diferitelor tipuri de ie șiri sunt prezentate
în tabelul A1.12;

Tabelul A1.12. Dimensiunile ie șirilor

Clasa I Clasa II Clasa III Observa ții
Înălțime
[cm] 180 165 Ușă de serviciu
Lățime
[cm] Ușă simplă: 65
Ușă dublă: 120 Acestă
dimensiune poate
fi redusă cu 10
cm dacă
măsurarea se
face la înălțimea
mânerelor
Înălțime
[cm] 125 Ușă de siguran ță
Lățime
[cm] 55
Fereastră de
siguranță Suprafață
[cm2] 4000
Fereastră de
siguranță situată
pe panoul spate
al autovehiculului Suprafață
[cm2] 4000
Trapă de
evacuare Suprafața
deschiderii
[cm2] 4000 În acestă
suprafață trebuie
să poată fi înscris
un dreptunghi de
50 cm x 70 cm

– posibilități de acces la u șile de serviciu (fig.A1.23);
– posibilități de acces la u șile de siguran ță (fig.A1.24);
– culoare (fig.A1.25);
– trepte pentru c ălători (fig.A1.26);
– lățimea scaunelor c ălătorilor (fig.A1.27);
– spațiul între scaune și înălțimea pernelor (fig.A1.28);
– spațiul pentru c ălătorii așezați (fig.A1.29).

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

177

Fig.A1.23. Accesul la u șile de serviciu

Fig.A1.24. Accesul la u șile de siguran ță

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

178

Fig.A1.25. Dimensiunile culoarelor

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

179

Fig.A1.26. Dimensiunile treptelor pentru c ălători

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

180

Fig.A1.27. Lățimea scaunelor c ălătorilor

Anexa. 1. Amenajarea interioar ă a autovehiculelor

181

Fig.A1.28. Spațiul între scaune și înălțimea pernelor

Fig.A1.29. Spațiul pentru c ălătorii așezați

Anexa. 2. Pneuri

Tabelul A2.1. Simbolurile categoriei de viteze
Simbolul categoriei de viteze Viteza maxim ă
[km/h]
F 80
G 90
J 100
K 110
L 120
M 130
N 140
P 150
Q 160
R 170
S 180
T 190
U 200
H 210
V 240
W 270

Tabelul A2.2. Indicii capacit ății de sarcin ă folosiți la anvelopele pentru autovehicule și remorci
Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg]
0 45 51 195 101 825 151 3450
1 46,2 52 200 102 850 152 3550
2 47,5 53 206 103 875 153 3650
3 48,7 54 212 104 900 154 3750
4 50 55 218 105 925 155 3875
5 51,5 56 224 106 950 156 4000
6 53 57 230 107 975 157 4125
7 54,5 58 236 108 1000 158 4250
8 56 59 243 109 1030 159 4375
9 58 60 250 110 1060 160 4500
10 60 61 257 111 1090 161 5625
11 61,5 62 265 112 1120 162 4750
12 63 63 272 113 1150 163 4875
13 65 64 280 114 1180 164 5000
14 67 65 290 115 1215 165 5150
15 69 66 300 116 1250 166 5300
16 71 67 307 117 1285 167 5450
17 73 68 315 118 1320 168 5600
18 75 69 325 119 1360 169 5800
19 77,5 70 335 120 1400 170 6000
20 80 71 345 121 1450 171 6150

Pneuri
183
Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg] Indice
cap. de
sarcină Masă
suportată
[kg]
21 82,5 72 355 122 1500 172 6300
22 85 73 365 123 1550 173 6500
23 87,5 74 375 124 1600 174 6700
24 90 75 387 125 1650 175 6900
25 92,5 76 400 126 1700 176 7100
26 95 77 412 127 1750 177 7300
27 97,5 78 425 128 1800 178 7500
28 100 79 437 129 1850 179 7750
29 103 80 450 130 1900 180 8000
30 106 81 462 131 1950 181 8250
31 109 82 475 132 2000 182 8500
32 112 83 487 133 2060 183 8750
33 115 84 500 134 2120 184 9000
34 118 85 515 135 2180 185 9250
35 121 86 530 136 2240 186 9500
36 125 87 545 137 2300 187 9750
37 128 88 560 138 2360 188 10000
38 132 89 580 139 2430 189 10300
39 136 90 600 140 2500 190 10600
40 140 91 615 141 2575 191 10900
41 145 92 630 142 2650 192 11200
42 150 93 650 143 2725 193 11500
43 155 94 670 144 2800 194 11800
44 160 95 690 145 2900 195 12150
45 165 96 710 146 3000 196 12500
46 170 97 730 147 3075 197 12850
47 175 98 750 148 3150 198 13200
48 180 99 775 149 3250 199 13600
49 185 100 800 150 3350 200 14000
50 190

Tabelul A2.3. Raportul dintre indicele de presiune și unitățile de presiune
Indicele de presiune
(PSI) Presiunea
[bar] Presiunea
[kPa]
20 1,4 140
25 1,7 170
30 2,1 210
35 2,4 240
40 2,8 280
45 3,1 310
50 3,4 340
55 3,8 380
60 4,1 410
65 4,5 450

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
184
70 4,8 480
75 5,2 520
80 5,5 550
85 5,9 590
90 6,2 620
95 6,6 660
100 6,9 690
105 7,2 720
110 7,6 760
115 7,9 790
120 8,3 830
125 8,6 860
130 9,0 900
135 9,3 930
140 9,7 970
145 10,0 1000
150 10,3 1030

Tabelul A2.4. Mărimile și dimensiunile principale ale anvelopelor diagonale
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
Seria Super -Ballon
4.80-10 3.5 490 128
5.20-10 3.5 508 132
5.20-12 3.5 558 132
5.60-13 4 600 145
5.90-13 4 616 150
6.40-13 4.5 642 163
5.20-14 3.5 612 132
5.60-14 4 626 145
5.90-14 4 642 150
6.40-14 4.5 666 163
5.60-15 4 650 145
5.90-15 4 668 150
6.40-15 4.5 692 163
6.70-15 4.5 710 170
7.10-15 5 724 180
7.60-15 5.5 742 193
8.20-15 6 760 213
Seria Low Section
5.50-12 4 552 142
6.00-12 4.5 574 156
7.00-12 5 644 178
7.00-14 5 668 178
7.50-14 5.5 688 190
8.00-14 6 702 203

Pneuri
185
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
6.00-15 L 4.5 650 156
Seria Super Low Section
155-13/6.15-13 4.5 582 157
165-13/6.45-13 4.5 600 167
175-13/6.95-13 5 610 178
155-14/6.15-14 4.5 608 157
165-14/6.45-14 4.5 626 167
175-14/6.95-14 5 638 178
185-14/7.35-14 5.5 654 188
195-14/7.75-14 5.5 670 198
Seria Ultra Low Section
5.9-10 4 483 148
6.5-13 4.5 586 166
6.9-13 4.5 600 172
7.3-13 5 614 184

Tabelul A2.5. Mărimile și dimensiunile principale ale anvelopelor radiale
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
5.60 R 13 4 606 145
5.90 R 13 4.5 626 155
6.40 R 13 4.5 640 170
7.00 R 13 5 644 178
7.25 R 13 5 654 184
5.90 R 14 4.5 654 155
5.60 R 15 4 656 145
6.40 R 15 4.5 690 170
6.70 R 15 5 710 180
140 R 12 4 538 138
150 R 12 4 554 150
150 R 13 4 580 149
160 R 13 4.5 596 158
170 R 13 5 608 173
150 R 14 4 606 149
180 R 15 5 676 174

Tabelul A2.6. Mărimile și dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie milimetric ă
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
125 R 10 3.5 459 127
145 R 10 4 492 147
125 R 12 3.5 510 127

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
186
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
135 R 12 4 522 137
145 R 12 4 542 147
155 R 12 4.5 550 157
125 R 13 3.5 536 127
135 R 13 4 548 137
145 R 13 4 566 147
155 R 13 4.5 578 157
165 R 13 4.5 596 167
175 R 13 5 608 178
185 R 13 5.5 624 188
125 R 14 3.5 562 127
135 R 14 4 574 137
145 R 14 4 590 147
155 R 14 4.5 604 157
165 R 14 4.5 622 167
175 R 14 5 634 178
185 R 14 5.5 650 188
195 R 14 5.5 666 198
205 R 14 6 686 208
215 R 14 6 700 218
225 R 14 6.5 714 228
125 R 15 3.5 588 127
135 R 15 4 600 137
145 R 15 4 616 147
155 R 15 4.5 630 157
165 R 15 4.5 646 167
175 R 15 5 660 178
185 R 15 5.5 674 188
195 R 15 5.5 690 198
205 R 15 6 710 208
215 R 15 6 724 218
225 R 15 6.5 738 228
235 R 15 6.5 752 238
175 R 16 5 686 178
185 R 16 5.5 698 188
205 R 16 6 736 208

Tabelul A2.7. Mărimile și dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 70
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
145/70 R 10 3.5 462 139
155/70 R 10 3.5 474 146
165/70 R 10 4.5 494 165

Pneuri
187
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
145/70 R 12 4 512 144
155/70 R 12 4 524 151
165/70 R 12 4.5 544 165
175/70 R 12 5 552 176
145/70 R 13 4 538 144
155/70 R 13 4 550 151
165/70 R 13 4.5 568 165
175/70 R 13 5 580 176
185/70 R 13 5 598 186
195/70 R 13 5.5 608 197
205/70 R 13 5.5 625 204
145/70 R 14 4 564 144
145/70 R 14 4 576 151
155/70 R 14 4.5 592 165
165/70 R 14 5 606 176
175/70 R 14 5 624 186
185/70 R 14 5.5 636 197
195/70 R 14 5.5 652 206
205/70 R 14 6 665 217
215/70 R 14 6 677 225
225/70 R 14 6.5 694 239
235/70 R 14 6.5 705 243
245/70 R 14 4 590 144
155/70 R 15 4 602 151
165/70 R 15 4.5 618 165
175/70 R 15 5 632 176
185/70 R 15 5 648 186
195/70 R 15 5.5 656 197
205/70 R 15 5.5 669 202
215/70 R 15 6 682 213
225/70 R 15 6 696 220
235/70 R 15 6.5 712 234
245/70 R 15 6.5 720 239

Tabelul A2.8. Mărimile și dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 60
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
165/60 R 12 5 504 167
165/60 R 13 5 530 167
175/60 R 13 5.5 536 178
185/60 R 13 5.5 548 188
195/60 R 13 6 566 198
205/60 R 13 6 578 208

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
188
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
215/60 R 13 6 594 218
225/60 R 13 6.5 602 230
235/60 R 13 6.5 614 235
165/60 R 14 5 554 167
175/60 R 14 5.5 562 178
185/60 R 14 5.5 574 188
195/60 R 14 6 590 198
205/60 R 14 6 604 208
215/60 R 14 6 610 215
225/60 R 14 6 620 220
235/60 R 14 6.5 630 231
245/60 R 14 6.5 642 237
265/60 R 14 7 670 260
185/60 R 15 5.5 600 188
195/60 R 15 6 616 198
205/60 R 15 6 630 208
215/60 R 15 6 638 216
225/60 R 15 6.5 652 230
235/60 R 15 6.5 664 236
255/60 R 15 7 688 255
205/60 R 16 6 654 208
215/60 R 16 6 662 215
225/60 R 16 6 672 226
235/60 R 16 6.5 684 232

Tabelul A2.9 . Dimensiunile principale ale anvelopelor radiale High Flotation
Specificarea m ărimilor L ățimea jantei de
măsurare
Cod Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
(balonajul)
[mm]
27 x 8.50 R 14 7 674 218
30 x 9.50 R 15 7.5 50 240
31 x 10.50 R 15 8.5 775 268
31 x 11.50 R 15 9 775 290
32 x 11.50 R 15 9 801 290
33 x 12.50 R 15 10 826 318

Tabelul A2.10. Pneuri radiale montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plat ă
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
sau [țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
6.50 R 20 5.00 860 181
7.00 R 16 5.50 784 198
7.00 R 18 5.50 842 198
7.00 R 20 5.50 892 198

Pneuri
189
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
sau [țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
7.50 R 16 6.00 802 210
7.50 R 17 6.00 852 210
7.50 R 20 6.00 928 210
8.25 R 16 6.50 860 230
8.25 R 17 6.50 886 230
8.25 R 20 6.50 962 230
9.00 R 16 6.50 912 246
9.00 R 20 7.00 1018 258
10.00 R 20 7.50 1052 275
10.00 R 22 7.50 1102 275
11.00 R 16 6.50 980 279
11.00 R 20 8.00 1082 286
11.00 R 22 8.00 1132 286
11.00 R 24 8.00 1182 286
12.00 R 20 8.50 1122 313
12.00 R 22 8.50 1174 313
12.00 R 24 8.50 1226 313
13.00 R 20 9.00 1176 336
14.00 R 20 10.00 1238 370
14.00 R 22 10.00 1290 370

Tabelul A2.11. Pneuri diagonale montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plat ă
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
7.00-16 5.50 774 198
7.00-20 5.50 898 198
7.50-16 6.00 806 210
7.50-17 6.00 852 210
7.50-20 6.00 928 213
8.25-16 6.50 860 234
8.25-17 6.50 895 234
8.25-20 6.50 970 234
9.00-16 6.50 900 252
9.00-20 7.00 1012 256
9.00-24 7.00 1114 256
10.00-20 7.50 1050 275
10.00-22 7.50 1102 275
11.00-20 8.00 1080 291
11.00-22 8.00 1130 291
11.00-24 8.00 1180 291
12.00-18 8.50 1070 312
12.00-20 8.50 1121 312
12.00-22 8.50 1720 312

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
190
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
12.00-24 8.50 1220 312
13.00-20 9.00 1170 342
14.00-20 10.00 1238 375
14.00-22 10.00 1290 375
14.00-24 10.00 1340 375
15.00-20 11.25 1295 412
16.00-20 13.00 1370 446

Tabelul A2.12. Pneuri radiale montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
8 R 17.5 6.99 784 208
8.5 R 17.5 6.00 802 215
9 R 17.5 6.75 820 230
9.5 R 17.5 6.75 842 240
10 R 17.5 7.50 858 254
11 R 17.5 8.25 900 279
7 R 19.5 5.25 800 185
8 R 19.5 6.00 856 208
8 R 22.5 6.00 936 208
9 R 19.5 6.75 894 230
9 R 22.5 6.75 970 230
9.5 R 19.5 6.75 916 240
10 R 19.5 7.50 936 254
10 R 22.5 7.50 1020 254
11 R 19.5 8.25 970 279
11 R 22.5 8.25 1050 279
11 R 24.5 8.25 1100 279
12 R 19.5 9.00 1008 300
12 R 22.5 9.00 1084 300
13 R 22.5 9.75 1124 320

Tabelul A2.13. Pneuri diagonale montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului Diametrul
exterior
[mm] Dimensiunile
pneului Diametrul exterior
[mm]
60 101 95 136
61 102 96 137
62 103 97 138
63 104 98 139
64 105 99 140
65 106 100 141
66 107 142 172

Pneuri
191
Dimensiunile pneului Diametrul
exterior
[mm] Dimensiunile
pneului Diametrul exterior
[mm]
67 108 143 173
68 109 144 174
69 110 145 175
70 111 146 176
71 112 147 177
72 113 148 178
73 114 149 179
74 115 150 180
75 116 151 181
76 117 152 182
77 118 153 183
78 119 154 184
79 120 155 185
80 121 156 186
81 122 157 187
82 123 158 188
83 124 159 189
84 125 160 190
85 126 161 191
86 127 162 192
87 128 163 193
88 129 164 194
89 130 165 195
90 131 166 196
91 132 167 197
92 133 168 198
93 134 169 199
94 135 170 200

Tabelul A2.14. Pneuri radiale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
14 R 19.5 10.60 962 348
15 R 19.5 11.75 998 387
15 R 22.5 11.75 1074 387
16.5 R 19.5 13.00 1046 425
16.5 R 22.5 13.00 1122 425
19 R 19.5 14.00 1082 457
19 R 22.5 14.00 1158 457
19.5 R 19.5 15.00 1134 495
21 R 22.5 16.50 1248 540

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
192
Tabelul A2.15. Pneuri diagonale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
15-19.5 11.75 1004 387
15-22.5 11.75 1080 387
16.5-19.5 13.00 1052 425
16.5-22.5 13.00 1128 425
18-19.5 14.00 1080 457
18-22.5 14.00 1156 457
19.5-19.5 15.00 1138 495
21-22.5 16.50 1246 540

Tabelul A2.16. Pneuri radiale din seria 80 montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plat ă
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
12/80 R 20 8.50 1006 305
13/80 R 20 9.00 1048 326
14/80 R 20 10.00 1090 350
14/80 R 24 10.00 1192 350
14.75/80 R 20 10.00 1124 370
15.5/80 R 20 10.00 1158 384

Tabelul A2.17. Pneuri radiale din seria 70 montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
9/70 R 22.5 6.75 892 229
10/70 R 22.5 7.50 928 254
11/70 R 22.5 8.25 862 279
12/70 R 22.5 9.00 999 305
13/70 R 22.5 9.75 1033 330

Tabelul A2.18. Pneuri radiale din seria 80 montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
12/80 R 22.5 9.00 1046 305

Tabelul A2.19. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare u șoare montate
pe jante cu diametrul la 61′ și mai mare
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
6.00 R 16 C 4.50 728 170

Pneuri
193
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
6.00 R 18 C 4.00 782 165
6.50 R 16 C 4.50 742 176
6.50 R 17 C 4.50 772 176
6.50 R 17 LC 4.50 726 166
6.50 R 20 C 5.00 860 181
7.00 R 16 C 5.50 778 198
7.50 R 16 C 6.00 802 210
7.50 R 17 C 6.00 852 210

Tabelul A2.20. Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare u șoare montate
pe jante cu diametrul la 61′ și mai mare
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
6.00-16 C 4.50 730 170
6.00-18 C 4.00 786 165
6.00-20 C 5.00 842 172
6.50-16 C 4.50 748 176
6.50-17 LC 4.50 726 166
6.50-20 C 5.00 870 181
7.00-16 C 5.50 778 198
7.00-18 C 5.50 848 198
7.00-20 C 5.50 898 198
7.50-16 C 6.00 806 210
7.50-17 C 6.00 852 210
8.25-16 C 6.50 860 234
8.90-16 C 6.50 885 250
9.00-16 C 6.50 900 252

Tabelul A2.21. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare u șoare montate pe jante
„Drop center” (D.C.) la 5′ (Diametrul jantei 5121′′−′′ )
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
Serii „superbalon”
5.60 R 12 C 4.00 570 150
6.40 R 13 C 5.00 648 172
6.70 R 13 C 5.00 660 180
6.70 R 14 C 5.00 688 180
6.70 R 15 C 5.00 712 180
7.00 R 15 C 5.50 744 195
Serii „secțiune joasă”
6.50 R 14 C 5.00 640 170
7.00 R 14 C 5.00 650 180

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
194
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
7.50 R 14 C 5.50 686 195

Tabelul A2.22. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare u șoare montate
pe jante „Drop center” (D.C.) la 51′′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
7 R 17.5 C 5.25 752 185
8 R 17.5 C 6.00 784 208

Tabelul A2.23 . Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare u șoare montate
pe jante „Drop center” (D.C.) la 5′ (Diametrul jantei 5121′′−′′ )

Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
Serii „superbalon”
5.20-12 C 3.50 560 136
5.60-12 C 4.00 572 148
5.60-13 C 4.00 598 148
5.90-13 C 4.50 616 158
5.90-14 C 4.50 642 158
5.90-15 C 4.50 668 158
6.40-13 C 5.00 640 172
6.40-14 C 5.00 666 172
6.40-15 C 5.00 692 172
6.40-16 C 4.50 748 172
6.70-13 C 5.00 662 180
6.70-14 C 5.00 688 180
6.70-15 C 5.00 712 180
Serii „secțiune joasă”
5.50-12 C 4 552 142
6.00-12 C 4.50 574 158
6.00-14 C 4.50 626 158
6.50-14 C 5 650 172
6.50-15 C 5.50 676 172
7.00-14 C 5.50 668 182
7.50-14 C 5 692 192
Serii „balon”
7.00-15 C 5.50 752 198
7.50-15 C 6.00 780 210
Serii „milimetric”
125-12 C 3.50 514 127
165-15 C 4.50 652 167

Pneuri
195
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
185-14 C 5.50 654 188
195-14 C 5.50 670 198
245-16 C 7.00 798 248
17-15 C
17-380 C 5.00
678 178
17-400 C 19 x 400 mm 702 186
19-400 C 19 x 400 mm 736 200
21-400 C 19 x 400 mm 772 216

Tabelul A2.24. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare u șoare montate
pe jante “Drop center” (D.C.) la 5′ – Serie milimetric ă

Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
125 R 12 C 3.50 510 127
125 R 13 C 3.50 536 127
125 R 14 C 3.50 562 127
125 R 15 C 3.50 588 127
135 R 12 C 4.00 522 137
135 R 13 C 4.00 548 137
135 R 14 C 4.00 574 137
135 R 15 C 4.00 600 137
145 R 10 C 4.00 492 147
145 R 12 C 4.00 542 147
145 R 13 C 4.00 566 147
145 R 14 C 4.00 590 147
145 R 15 C 4.00 616 147
155 R 12 C 4.50 550 157
155 R 13 C 4.50 578 157
155 R 14 C 4.50 604 157
155 R 15 C 4.50 630 157
155 R 16 C 4.50 656 157
165 R 13 C 4.50 596 167
165 R 14 C 4.50 622 167
165 R 15 C 4.50 646 167
165 R 16 C 4.50 672 167
175 R 13 C 5.00 608 178
175 R 14 C 5.00 634 178
175 R 15 C 5.00 660 178
175 R 16 C 5.00 684 178
185 R 13 C 5.50 624 188
185 R 14 C 5.50 650 188
185 R 15 C 5.50 674 188

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
196
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
185 R 16 C 5.50 700 188
195 R 14 C 5.50 666 198
195 R 15 C 5.50 690 198
195 R 16 C 5.50 716 198
205 R 14 C 6.00 686 208
205 R 15 C 6.00 710 208
205 R 16 C 6.00 736 208
215 R 14 C 6.00 700 218
215 R 15 C 6.00 724 218
215 R 16 C 6.00 750 218
225 R 14 C 6.50 714 228
225 R 15 C 6.50 738 228
225 R 16 C 6.50 764 228
235 R 14 C 6.50 728 238
235 R 15 C 6.50 752 238
235 R 16 C 6.50 778 238
17 R 15 C
17 R 380 C 5.00 678 178
17 R 400 C 19 x 400 mm 698 186
19 R 400 C 19 x 400 mm 728 200

Tabelul A2.25. Pneuri diagonale „Wide base” pentru vehicule utilitare
(în afara sectoarelor Drumuri și Agricol)
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
10.5-18 MPT 9 905 270
10.5-20 MPT 9 955 270
12.5-18 MPT 11 990 325
12.5-20 MPT 11 1040 325
14.5-20 MPT 11 1095 355
14.5-20 MPT 11 1195 355
7.5-18 MPT 5.50 885 208

Tabelul A2.26. Pneuri radiale „Wide base” pentru vehicule utilitare
(în afara sectoarelor Drumuri și Agricol)
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
10.5 R 20 MPT 9 955 276
12.5 R 20 MPT 11 1040 330
14.5 R 20 MPT 11 1095 362
14.5 R 24 MPT 11 1195 362

Pneuri
197
Tabelul A2.27. Pneuri radiale pentru remorci joase
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
5.00 R 8 3.00 467 132
6.00 R 9 4.00 540 160
7.00 R 12 5.00 672 192
7.50 R 15 6.00 772 212
8.25 R 15 6.50 836 234
10.00 R 15 7.50 918 275

Tabelul A2.28. Pneuri diagonale pentru remorci joase
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
6.00-9 4.00 540 160
7.00-12 5.00 672 192
7.00-15 5.0 746 192
8.25-15 6.00 772 212
10.00-15 6.50 836 234

Tabelul A2.29. Pneuri diagonale din seria 75 montate pe jante cu baza plat ă la 51′
Dimensiunile pneului L ățimea jantei de
măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
7.25/75-16.5 5.25 695 182
8.00/75-16.5 6.00 724 203
8.75/75-16.5 6.75 752 224
9.50/75-16.5 7.50 781 245

Tabelul A2.30. Pneuri diagonale și radiale montate pe jante cu baza plat ă sau din dou ă piese
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
3.00-4 2.10 255 81
4.00-4 2.50 312 107
4.00-8 2.50 414 107
5.00-8 3.00 467 132
6.50-10 5.00 588 177
7.00-9 5.00 562 174
7.50-10 5.50 645 207
8.25-10 6.50 698 240
10.50-13 6.00 889 275
10.50-16 6.00 965 275
11.00-16 6.00 952 272
14.00-16 10.00 1139 375
15 x 41/2 – 8 3.25 385 122

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
198
Dimensiunile pneului L ățimea jantei
de măsurare
[țoli] Diametrul
exterior
[mm] Lățimea profilului
[mm]
16 x 6 – 8 4.33 425 152
18 x 7 – 8 4.33 462 173
21 x 4 2.32 565 113
21 x 8 – 9 6.00 535 200
23 x 9 – 10 6.50 595 225
22 x 41/2 3.11 595 132
23 x 5 3.75 635 155
25 x 6 3.75 680 170
27 x 6 4.33 758 188
27 x 10 – 12 8.00 690 255
28 x 6 3.75 760 170
29 x 9 – 15 7.00 707 216
29 x 7 5.00 809 211
29 x 8 6.00 809 243
9.00-15 6.00 840 249
2.50-15 7.50 735 250
3.00-15 8.00 840 300
6.50 R 10 5.00 588 177
7.00 R 15 5.50 746 197
7.50 R 10 5.50 645 207
15 x 41/2 R 8 3.25 385 122
16 x 6 R 8 4.33 425 152
18 x 7 R 8 4.33 462 173
560 x 165 R 11 5.00 560 175
680 x 180 R 15 5.00 680 189

Tabelul A2.31. Variația sarcinii în func ție de viteză la pneurile
radiale și diagonale pentru autovehicule utilitare

Variații ale capacit ății de transport
Toți indicatorii de înc ărcare Indicatorul de
încărcare ≥122 Indicatorul de
încărcare
< 121
Categoria de vitez ă Categoria de vitez ă Categoria de vitez ă Viteza
[km/h]
F G J K L M L M N P
0 +160 +110
5 +110 +80
10 +80 +75
15 +65 +60
20 +50 +50
25 +36 +42
30 +25 +35
35 +18 +29
40 vezi
coloana
J vezi
coloana
J
+15 vezi
coloana
J vezi
coloana
J vezi
coloana
J
+25

Pneuri
199
Variații ale capacit ății de transport
Toți indicatorii de înc ărcare Indicatorul de
încărcare ≥122 Indicatorul de
încărcare
< 121
Categoria de vitez ă Categoria de vitez ă Categoria de vitez ă Viteza
[km/h]
F G J K L M L M N P
45 +13 +22
50 +12 +20
55 +11 +17,5
60
+10 +15,0
65 +7,5 +8,5 +13,5
70 +8,0 +7 +12,5
75 +2,5 +5,5 +11,0
80 0
+4,0 +10,0
85 -3 +2,0 +3,0 +8,5
90 -6 0 +2,0 +7,5
95 -10 -2,5 +1,0 +6,5
100 -15 -6 0
+5
105 -8 -2 0 0 0 +3,75
110 -13 -4 0 0 0 +2,5
115 -7 -3 0 0 +1,25
120 -12 -7 0 0 0
125 0 -2,5 0 0 0
130 0 -5 0 0 0
135 -7,5 –
2,5 0 0
140 -10 -5 0 0
145 –
7,5 –
2,5 0
150 –
10 -6 0
155 –
7,5 –
2,5
160

–
10 – 5