Licenta Capitolul 1 5 Modificat [305714]

CAPITOLUL I. PREZENTAREA AUTOVEHICULULUI

1.1 Scurt istoric al companiei Volkswagen

<<Clientul este regele!>>Aceasta a fost prima deviză de marketing a [anonimizat]:<<[anonimizat]>>, prin care au reușit să atragă o mare parte a pieței americane. O revistă de specialitate americană,<<Motor Trade>>, spunea despre mașina Volkswagen: <<O masină încredibilă, a cărei concepție tehnică ne-a fost mult prea mult tăinuită.>>

Numele inițial al Volkswagen a fost <<Gesellschaft zur Vorbereitung des Deutschen Volkswagens GmbH>>, compania fiind inființatăîn 28 mai 1937. [anonimizat]16 septembrie 1938, compania a fost redenumită <<Volkswagen GmbH>>.

Logo-ul VW rămas în mare neschimbat de la început și până astăzi.A [anonimizat], cel care a dezvoltat și motorul primului Beetle. [anonimizat] a primit 50 de mărci germane.

În 1966, Volkswagen a început să concureze în Formula Vee, o competiție pe circuit în care concurau modele construite din piese Volkswagen. Aceasta a fost deosebit de populară. În 1971, Volkswagen a [anonimizat] a devenit celebră pentru descoperirea unor noi talente. În cei 11 ani în care s-a [anonimizat] a [anonimizat], [anonimizat].

În 1974 este lansat Volkswagen Passat. Până în prezent, s-au vandut peste 15 [anonimizat]. [anonimizat] a facut istorie în anii '70-'80, a fost poreclit în SUA <<Brick>>(Caramida). [anonimizat] s-a schimbat în <<Granny>>(Bunicuța).[anonimizat] a [anonimizat]. [anonimizat] a modelului german a [anonimizat] a fost numit oficial Caribe. Datorita faptului ca Rabbit a [anonimizat] a fost extrem de ridicată.

Volkswagen a utilizat denumirea Rabbit în SUA pâna în 1984. La lansarea lui Golf 5, germanii au anunțat că acesta va purta din nou numele Rabbit în loc de Golf. Modificarea a ținut însa doar 4 ani, Golf 6 intrerupând din nou linia onomastică Rabbit în SUA.VW Golf a fost desenat de un italian: Giorgetto Giugiaro.

Victoria din Dakar 2009 este prima pentru Volkswagen în aceasta competiție. Motivul: [anonimizat] a [anonimizat], a apărut în 2003.VW Touareg se produce în (Slovacia), în aceeași uzinăși pe aceeași platformă cuAudi Q7 și Porsche Cayenne.

Denumirea lui Touareg provine de la numele unui trib african din centrul Saharei. [anonimizat], [anonimizat], Volkswagen îi învața pe privitori cum să pronunțe corect numele modelului.

[anonimizat]-[anonimizat] (Passat – Passat, Golf – [anonimizat] – [anonimizat] – Bora, Scirocco – Sirocco), fie de la numele unor animale (Lupo, Beetle, Rabbit).

În iarna anului 2007, Volkswagen a sărbătorit 20 de ani de la primul model cu tracțiune integrală. Primul model Volkswagen Passat cu tracțiune integrală a fost Passat Syncro care aducea un plus de încredere clientilor pe timp de iarnă, acesta fiind denumit de către specialiștii in domeniu, <<Specialistul Iernii>>. Așa cum deseori a reușit în alte situații, Volkswagen a făcut ca o nouă tehnologie să fie disponibilă publicului larg. Passat syncro a oferit multor conducătoi auto posibilitatea de a deține un automobil cu o tracțiune optimă chiar și în cele mai dificile condiții ale traseului.

1.2 Volkswagen Passat

sursa:www.netcarshow.com

Fig. 1.1 Autoturismul ales ca model de verificare

În octombrie 2008, la Salonul Auto de la Paris, a fost lansată oficial noua generație Passat. Primul lucru care trebuie spus despre VW Passat B VI este că dimensiunile sale sunt superioare actualei generații, atât în termeni generali, cât și în modul în care au fost gândite proporțiile, rezultând o mașina mai așezată, predispusă la o ținută superioară pe șosea. Toate componentele cheie ale caroseriei au fost redesenate pentru a oferi mașinii un aer mai sport, simțindu-se astfel, influențe de Scirocco și Touareg. Sunt prezente pentru prima dată sisteme precum <<Automatic Distance Control>> (ACC), <<Adaptive Chassis Control>> (DCC) și <<Park steering Assistant>>, combinate cu o nouă generație de ESP, care compensează mai fin și mai rapid comenzile bruște ale șoferului.

Sub aspectul securității, Passat B VI oferășapte airbaguri, inclusiv airbaguri pentru genunchi, tetiere active WOKS, senzori individuali de centură de siguranță pentru scaunele spate și lumini de zi în standard.

Motorizările diesel cuprind două versiuni noi ale unui 2.0 litri TDI: de 110CP și respectiv 140CP, ambele dotate cu filtru de particule DPF. Gama a fost completată ulterior de un motor de 105 CP și de unul de 170CP. Consumul a fost redus, astfel încat diesel-ul de 105 CP consumă doar 4.5 litri de combustibil la suta de kilometri și emite doar 119g/km CO2. Chiar și motorul de 140CP necesită doar 4.9 litri de diesel în medie și emite doar 129g/km CO2.

Astfel, inginerii germani au redus consumul de carburant cu pâna la 28% față de generația precedentă, toate motorizările corespunzând normelor EURO V.Cu excepția versiunilor de intrare în gamă, toate motoarele pe benzinăși diesel pot fi cuplate cu transmisia cu dublu ambreiaj DSG. În funcție de motorizare, aceasta va avea 6 sau 7 viteze. Rezultatul este nu doar o schimbare mai rapidă a vitezelor, dar și o reducere substanțială a consumului de carburant. Motorul 1.4 TSI 160CP, echipat cu DSG, consumă doar 6.0 litri/100km (139 g/km CO2), o reducere de 28% a consumului de combustibil!

VW Passat B VI se remarcă printr-o serie de îmbunătățiri de detaliu. Astfel, forma aerodinamică a oglinzilor retrovizoare va reduce murdărirea acestora, portbagajul are carlige de prindere, tapițeria de piele este de calitate superioară, iar butoanele de control a geamurilor și a oglinzilor retrovizoare sunt plasate mai ergonomic pe panoul ușii.

1.3 CALCULUL DINAMIC AUTOTURISMULUI

1.3.1. Stabilirea parametrilor geometrici generali

Tipul și destinația autovehicului sunt factorii de baza care definesc calitățile ce trebuie conferite acestuia încă din faza de proiectare, astfel încât sa fie obținute rezultatele și performanțele capabile să-l situeze la nivelul celor mai bune modele din această categorie.

Autoturismul ales ca model pentru realizarea acestui calcul dinamic este VOLKSWAGEN PASSAT B VI. Parametrii generali dați de constructor pentru acest autoturism sunt :

Tabelul 1.1

Dimensiunile principale date de constructor sunt prezentate în figurile de mai jos:

Autoturism fara peridoc

Autoturism cu peridoc

Fig 1.2 Dimensiunile principale date de constructor

Pe baza acestor considerente în prezentul proiect s-a plecat de la studierea parametrilor constructivi și de greutate al unui autoturism cu puterea de 103[kW] la o turație de 4100 [rot/min], adoptându-se urmatorii parametrii constructivi :

Tabelul 1.2

1.3.2 Poziția centrului de greutate și încarcarea pe punți

Determinarea înãlțimii centrului de greutate se face prin așezarea autovehiculului într-o poziție înclinatã având roțile din spate sau din fațã pe platform unui cântar.

Fig.1.1 Repartizarea greutãțile

G= greutatea maxima admisã a autoturismului

Ga = greutatea autoturismului

Gp = greutatea persoanei

G = G0+Gn, unde:

G0 = Ga+Gn

G= 2080daN

Ga = 1445daN

Gp = 75 daN

n = 5persoane

Gr= 750 daN

G0r=190 daN

Gur=560 daN

Gt= G+Gr =2830 daN

Se aleg coordonatele centrului de greutate:

Tabelul 1.3 Coordonatele centrului de greutate

Se calculeazã greutatea admisã pe punți:

Autoturism

G1 = Ga· = 2080*0.55 = 1144 daN (descãrcat)

G1 = Ga· = 2080*0.45 = 936 daN (încãrcat)

G2 = Ga· = 2080*0.45 = 936 daN (descãrcat)

G2 = Ga· = 2080*0.55 = 1144 daN (încãrcat)

Peridoc

Se adoptã înãlțimea centrului de greutate:

hG = 0.384 m (descãrcat)

hG = 0.396 m (încãrcat)

1.3.3 Adoptarea pneurilor și ai parametrilor constructivi ai transmisiei

Rolul roților autovehiculelor este de a prelua greutatea totalã a acestuia, de a amortiza o parte din oscilații, de a asigura transferul forței de tracțiune sau de frânare de la transmisie la calea de rulare, de a asigura reacția corectã și promptã la schimbarea direcției de mers și de a stabili contactul cu calea de rulare.

Roțile sunt alcãtuite dintr-o jantã metalicã, pe care se monteazã o anvelopã în interiorul cãreia se aflã o camerã cu aer comprimat (Tube type) . Camera cu aer comprimat poate sã lipseascã (Tube less). Partea elasticã a roții formatã din anvelopã și camera cu aer comprimat (Tube type) sau anvelopã și aerul comprimat (Tube less) este cunoscutã sub denumirea de pneu. Pneul are rolul de a micșora sarcina dinamicã pe roatã, de a reduce presiunea specificã a roții și de mãri aderența roții la calea de rulare.

Anvelopa este partea principalã a pneului, alcatuitã din cauciuc, fibre textile, sârmã și alte material, care menține în interiorul sãu aerul sub presiune, direct sau prin intermediul unei camera de aer și care include urmãtoarele pãrți componente: carcasa, brekerul, banda de rulare, flancul și talonul (fig.1.2).

Carcasa ce constituie scheletul anvelopei, preia cele mai mari eforturi ce apar în timpul exploatãrii și este fomatã din mai multe straturi de țesãturã specialã numite straturi de cord (pliuri) fixate la inelele de sârmã ale taloanelor.

Materialul cordului poate fi bumbacul, viscoza, mãtasea, fibrele de sticlã, firele poliamidice sau poliesterice (rayon) sau firele metalice (steel). În toate cazurile firele de cord sunt îmbibate cu un amestec de cauciuc special pentru a le feri de frecarea dintre ele, care le uzeazã. În funcție de unghiul α pe care îl fac straturile de cord cu planul median al roții existã douã tipuri consecutive de anvelope:

-anvelope de construcție diagonalã (anvelope convenționale) cu α =45°, la care straturile sunt dispuse diagonal în carcasã (fig.1.3);

-anvelope de construcție radialã cu α =0, la care straturile de cord sunt dispuse meridional; acestea sunt prevãzute cu centuri de protecție (breker) rigide (fig.1.3) si sunt cele mai utilizate datoritã durabilitãții și economicitãții mai ridicate.

Fig.1.3 Elemente componente ale unui pneu

Carcasa primește și anihileazã și șocurile provocate de drum în mãsura în care acestea au fost preluate de banda de rulare. Carcasa anvelopelor trebuie sã fie echilibratã și sã aibã o grosime uniformã pe toatã circumferința sa. La anvelopele care ruleazã fãrã camerã de aer (tubeless), carcasa trebuie sã fie impermeabilã fațã de aerul comprimat, lucru ce se realizeazã cu ajutorul unui strat de cauciuc special, numit strat de ermetizare, de grosime 1,2…1,8 mm, care protejeazã primul pliu al carcasei. Carcasa are un numãr par de straturi de cord cauciucat, fiecare strat având firele orientate în sens opus stratului urmãtor.

Anvelopele diagonale au maxim 8…10 pliuri în carcasã și anvelopele radiale cu 10…16 pliuri în carcasã.

Fig.1.4 Tipuri constructive de pneuri

Banda de rulare reprezintã partea din anvelopã care face contacul cu calea de rulare și este constituitã dintr-un strat gros de cauciuc care protejeazã carcasa și banda de rulare contra deteriorãrile și a uzurii. De asemenea aceasta transmite efortul de tracțiune și de frânare, mãrește aderența cu calea de rulare, reduce zgomotul și este prevãzutã cu o serie de canale, nervuri și proeminențe de diferite forme care formeazã profilul sau desenul benzii de rulare.

Din punct de vedere al profilului benzii de rulare, anvelopele se clasificã în :

-anvelope cu profil de stradã, destinate rulãrii pe drumuri cu suprafețe dure din asfalt sau beton, acestea având proeminențe și nervuri transversale mici;

-anvelope cu profil special M+S (mud+snow), care sunt destinate rulãrii pe drumuri cu zãpadã sau noroi și care sunt executate cu nervuri și caneluri mari.

Pentru banda de rulare se utilizeazã profile longitudinale, transversale și combinate. Profilul cu canale longitudinale, folosit mai ales pentru anvelopele de pe puntea fațã, are propietatea de a menține foarte bine direcția, iar la anumite viteze (peste 100km/h) are rolul de a elimina foarte ușor apa (cu cât canalul este mai apropiat de zona centralã cu atât eliminarea apei se face mai ușor). Când numãrul de canale longitudinale este mai mare, flexibilitatea benzii de rulare crește, ceea ce ajutã la creșterea aderenței. Acest tip de profil se comportã destul de bine în ceea ce privește rezistența, la uzurã. Profilul transversal asigurã o buna tracțiune, dar schimbarea direcției se face greoi, eliminarea apei ia viteze mari este îngreunatã, se produce zgomot în rulaj iar aderența lateralã este nesatisfãcãtoare. Pentru a înlãtura dezavantajele enumerate mai sus, se aleg combinații de canale longitudinale și transversale în funcție de destinația anvelopei.
La anvelopele folosite pe drumurile amenajate, profilul benzii de rulare are raportul plin/gol în favoarea plinului, pe când la cele pentru condiții grele de rulaj (noroi și zãpadã) raportul este in favoarea golului.

Deoarece în majoritatea cazurilor pneurilor sunt scoase din uz datoritã uzurii benzii de rulare, norma de rulaj a pneurilor este consideratã îndeplinitã când pneul prezintã o adâncime minimã a profilului stabilitã pentru fiecare tip de anvelopã prin norma tehnicã de ramurã (de exemplu la anvelopele pentru autoturisme adâncimea minimã este de 1.6 mm și la anvelopele pentru autotransportatoare-marfã este de 3 mm).

Uzura benzii de rulare este în funcție de natura drumului pe care circulã autovehiculele. La viteze mari de rulaj, uzura benzii de rulare a anvelopelor este mai mare la anvelopele diagonale cu multe pliuri, deoarece aceste anvelope se încãlzesc mai mult, iar transferul de cãldurã spre exterior este mai slab.

Flancul este partea din anvelopã care în general formeazã un tot unitar cu banda de rulare și protejeazã pereții laterali ai carcasei împotriva deteriorãrilor produse de diverși agenți atmosferici (umiditate, oxigen, radiația solarã etc.) și de loviturile accidentale în timpul rulajului.

Taloanele reprezintã pãrțile rigide ale anvelopei și sunt așezate simetric una fațã de cealaltã, având rolul de a fixa anvelopa pe janta metalicã. În interiorul talonului se gãsește o inserție metalicã izolatã cu amestec de cauciuc care îi asigurã rigiditatea necesarã. Pentru anvelopele diagonale inserția metalicã este un inel metalic în fiecare talon, iar pentru anvelopele care au 10…16 pliuri în carcasã inserția metalicã apare sub forma a douã inele metalice în fiecare talon. Anvelopele grele, cu destinații speciale, pot avea trei inele metalice în fiecare talon. Taloanele anvelopelor fãrã camerã de aer (tubeless) sunt prevãzute în exterior cu un strat de ermetizare care se continuã din interiorul anvelopei și se întoarce peste talon. Pentru asigurarea etanșeitãții, ca ultim strat se folosește o fâșie dintr-un material textil gumat, care nu permite infiltrarea aerului comprimat în zona talonului.

Pneurile se aleg din STAS în funcție de încãrcarea maximã.

Încãrcarile pe pneuri sunt urmatoarele:

Autoturism

-pe puntea fațã:

I1 = 468daN

– pe puntea spate:

I2 = 572daN

Peridoc

-pe puntea fațã:

I3 = 375daN

– pe puntea spate:

I4 = 375daN

În funcție de încãrcarea maximã (I2= 572daN) se aleg caracteristicile pneurilor :

Michelin Pilot Sport 3 93W

-diametrul jantei : d =17 inch = 431.8 mm

-lãțimea profilului : B = 205 mm

-pliuri echivalente :

-diametrul exterior : Dn = 616.3 mm

-înãlțimea profilului : H = 92.25 mm

B-lãțimea anvelopei, D-diametrulnominal,

H-înãlțimea profilului, d-diametrul interior, r0-raza liberã a roții

Fig.1.5 Dimensiunile principale ale unui pneu

Raza de rulare ( rr ) este raza unei roți imaginare, nedeformabile, care ruleazã fãrã alunecãri și patinãri, având însã aceeași vitezã de rotație și de translație cu a roții reale. Mãrimea razei depinde de sarcina normalã pe roatã, de presiunea interioarã a aerului din pneu, de starea cãii de rulare și în special de mãrimea momentului aplicat.

Raza de rulare se poate determina în funcție de raza liberã a roții ( r0 ) și de un coeficient de deformare λ :

1.3.4 Calculul caracteristicii externe a motorului

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internã și cu piston sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii de turație la sarcina totalã.

Prin caracteristica externã se înțelege funcția de dependențã a momentului motor Me, a puterii Pe, a consumului specific de combustibil ce și a consumului orar de combustibil C în funcție de turația arborelui cotit la admisie totalã nn.

Punctele definitorii pentru curbele caracteristice sunt:

-turația minimã de funcționare stabilã a motorului nmin la care se dezvoltã momentul Me0 și puterea Pe0 ;

-turația de moment maxim nM la care la care se dezvoltã momentul maxim Memax și puterea Pen ;

-turația de putere maximã nn la care se dezvoltã momentul Men și puterea Pen.

Intervalul de turații în care funcționeazã motorul este : [nm…nn]. Zona de turații

n˂ nM se numește zona de nestabilitate, deoarece odatã cu scãderea turației, datorate creșterii, scade și momentul motor produs, fenomen ce poate determina oprirea motorului.

Zona de funcționare a motorului [nm…nn] se numește zona de funcționare stabilã sau zona de stabilitate, deoarece odatã cu creșterea sarcinii și scãderea turației, momentul motor produs crește și echilibreazã momentele rezistente suplimentare. Mãrimea zonei de stabilitate este caracterizatã prin coeficientul de elasticitate :

Vom adopta : ke = 0.4375 ; ka = 1.02 ; a = 1.11; b=0.78 ; c = 0.89 ; a1 = 0.53 ; b1 = 1.56 ;

c1 = 1.09 ; a2 = 1.55 ; b2 = 1.55 ;c2 = 1 ; Qinf = 42000 ; ηtr = 0.42 .

Tabelul 1.4 Parametrii caracteristicii externe

1.3.5 Determinarea vitezei maxime a autovehiculului

Viteza maximã reprezintã viteza realã in km/h cu care se poate deplasa autovehiculul pe un drum orizontal în condiții normale de aderențã, la treapta superioarã din cutia de viteze și încãrcat cu sarcinã maximã.

Pentru determinarea vitezei maxime vmax pe care o poate atinge autovehiculul se considerã cã puterea la roatã ( ηt Pmax ) trebuie sã echilibreze suma puterilor necesare învingerii rezistenței la rulare ( f Gt vmax ) și rezistența aerului ( k A v3max ) :

ηtr∙Pmax = f∙G∙vmax+k∙A∙v3max

în care : ηtr – randamentul transmisiei

Pmax – puterea maximã a motorului [ W ]

f – coeficientul de rezistențã la rulare care ia în considerare toate pierderile de energie datorate frecãrii dintre pneu și suprafața drumului și cele

datorate frecãrilor interioare din pneu; frecarea dintre pneu și drum în

timpul rulãrii se datoreazã deformãrii cauciucului și drumului în zona

de contact

G – greutatea totalã [ N ]

k – coeficientul aerodinamic [

A – aria secțiunii maxime a autovehiculului [ m2 ]

ηtr = ηcv+ηc+η0

în care :

ηcv – randamentul cutiei de viteze

ηc – randamentul transmisiei cardanice

η0 – randamentul transmisiei principale

ηtr = ηcv+ηc+η0

Pentru pneu radial cu cord metalic se adoptã:

f0 = 0.013295

f02 =0.000000180360

Pentru automobil fara peridoc avem:

k = 0,172

Pentru automobile cu peridoc avem :

k = 0,206

A = E∙H∙kA= 1.5 * 1.325 = 1.9875 m2

în care : E – ecartamentul mediu al autovehiculului

H – înãlțimea totalã

kA – coeficient de corecție =1

Ținând cont de aceste valori, relația dupã care se determinã viteza maximã devine :

ηtr∙Pmax =G∙(f0+3,62∙f02∙vmax2)∙vmax+k∙A∙vmax3

Dacã se notezã cu :

B =

C =

Avem pentru autoturism fara peridoc : B = 708.2145 ; C =242682.3409 iar pentru autoturism cu peridoc avem B = 791.1439 ; C = 199253.4194 .

Se determinã viteza maximã ca rãdãcinã a ecuației de gradul trei:

Astfel pentru autoturism fara peridoc vom avea :

1.3.6 Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Stabilirea raportului de transmitere al transmisiei principale (raport de demultiplicare obținut în afara cutiei de viteze și a cutiei de distribuție) i0, se face în condiția obținerii vitezei maxime.

Pentru automobilul fara peridoc avem:i0 = 2,06

Pentru automobile cu peridoc avem : i0 = 2.24

Alegerea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze comportã urmatoarele etape:

-determinarea raportului de transmitere icv, al primei trepte din cutia de viteze;

-stabilirea relației dupã care se face împãrțirea în trepte;

-stabilirea numãrului de trepte și aflarea rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze.

Acest raport de transmitere trebuie sa îndeplineascã condiția : forța maximã la roatã sã fie mai mare decât rezistența la înaintare pe panta maximã caracterizatã de coeficientul rezistenței totale a drumului Ψ și forța la roatã sã nu depãșeascã valoarea aderenței roților motoare pe panta maximã.

Pentru ambele variante avem urmatoarele rapoarte de transmitere ã :

icv1 = 3.77

icv2 = 2,9

icv3 = 2.23

icv4 = 1,7

icv5 = 1.3

icv6 = 1

Se calculeazã viteza maximã în fiecare treaptã a cutiei de viteze cu relația :

vimax =

Pentru automobil fara peridoc avem :

Pentru automobile cu peridoc avem :

1.3.7 Bilanțul de tracțiune și bilanțul de putere

Bilanțul de tracțiune reprezintã echilibrul tuturor forțelor care acționeazã asupra autovehiculului la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare, avand admisia plinã a motorului într-o treaptã oarecare a cutiei de viteze, respectiv forța la roatã FR echilibreazã suma tuturor rezistențelor la înaintare (rezistența la rulare Rr, rezistența la urcarea pantei Rp, rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd ).

Pentru turația ni cuprinsã în intervalul de calcul [nmin…nmax] se poate scrie:

FRi = Rri+Rpi+Rai+RdiN

în care :

FRi = N

Rri = G∙fiN

Rp = G∙sinα N

fi = f0+f02∙3,62∙vi2

Rai = K∙a∙viN

Rdi = FRi-(Rri+Rpi+Rai) N

Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintã echilibrul dintre puterea la roatã PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare (puterea disipatã la rulare Pr , puterea consumatã datoritã rezistenței la demarare Pd , puterea necesarã învingerii rezistenței la urcarea pantei Pp și puterea pentru învingerea rezistenței aerului Pa) într-o treaptã oarecare a cutiei de viteze.

Pentru turația ni cuprinsã în intervalul de calcul [nmin…nmax] se poate scrie:

PRi = vi∙FriW

Pri = vi∙RriW

Pai = vi∙RaiW

Ppi = vi∙RpiW

Pdi = vi∙RdiW

1.3.8 Caracteristica forței la roatã și caracteristica de putere la roatã

Caracteristica forței la roatã sau caracterstica de tracțiune reprezintã curbele de variație ale

acesteia în funcție de viteza autovehiculului, FR = f(v), pentru fiecare treaptã de vitezã a cutiei de viteze.

Curba de variație a puterii la roatã PR pentru fiecare treaptã a cutiei de viteze în funcție de

viteza v de deplasare a autovehiculului PR = f(v), se numește caracteristica de putere.

Pe baza datelor din tabelele 1.4 ‒ 1.17 s-au trasat diagramele 1.5 și 1.6 ale caracteristicii de tracțiune și putere la roatã pentru ambele motoare.

1.3.9 Caracteristica dinamicã

Caracteristica de tracțiune disponibilã, excedentarã, Fe = FR-Ra, se utilizeazã la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare. Ea caracterizeazã dinamicitatea autovehiculului și nu poate fi folositã ca indice de comparație pentru autovehicule de greutãți diferite, deoarece la valori egale ale forței excedentare, calitãțile dinamice ale unui autovehicul cu greutate totalã mai micã, sunt superioare celor ale unui autovehicul cu greutate totalã mai mare.

Aprecierea calitãților dinamice se face cu ajutorul factorului dinamic D; acesta reprezintã forța disponibilã la roatã, care poate fi folositã pentru învingerea rezistențelor la

rulare, pentru accelerare și pentru urcarea pantelor.

Factorul dinamic este un parametru adimensional ce se calculeazã cu relația:

Di=

Diagrama 1.7 reprezintã caracteristica dinamicã a autovehiculului, construitã cu valorile cuprinse în tabelele 1.4 ‒ 1.17.

1.4 Accelerația

Accelerația autovehiculelor caracterizeazã în general calitãțile lui dinamice; în condiții egale, cu cât crește accelerația cu atât viteza de exploatare va fi mai mare.

Valoarea accelerației se poate determina cu ajutorul caractersticii dinamice.

Ȋn ipoteza cã autovehiculul se deplaseazã pe un drum orizontal, pentru turația ni, relația dintre a și D este :

ai = ,

în care :

k reprezintã numãrul treptei de vitezã

δk este coeficientul de influențã al maselor în mișcarea de rotații și se calculeazã cu urmãtoarea relație :

δk = 1+0,05∙icvk2

Rezultã astfel pentru fiecare treaptã de vitezã urmãtoarele valori:

δ1 = 1.710645

δ2 = 1.42

δ3 = 1.25

δ4 = 1.14

δ5 = 1.08

δ6 = 1.05

Cu valorile cuprinse în tabelele 1.4 ‒ 1.17se construiește diagrama accelerației.

1.4.1 Timpul de demarare și spatiul de demarare

Capacitatea de demarare a autovehiculelor este caracterizatã de accelerație, însã pentru a avea indici de apreciere mai ușor de utilizat în comparație cu diferite tipuri de autovehicule este necesarã determinarea spațiului și timpului de demarare.

Prin timpul de demarare td se înțelege timpul în care autovehiculul, plecând de pe loc, atinge 0,9 din viteza maximã. Spațiul parcurs se numește spațiu de demarare, sd.

Existã urmãtoarele ipoteze simplificatoare pentru realizarea acestui spațiu și timpului aferent:

-motorul funcționeazã pe caracteristica externã;

-schimbarea treptelor se face instantaneu.

Pe intervalele de turații vom avea conform relației :

ti = ti-1+Δti ,

în care Δti se numește interval de demarare și se determinã cu relația :

Δti =

Pentru calcul spațiului de demarare se utilizeazã relațiile :

si = si-1+Δs

Δsi = Δti ∙

Pentru automobil fara peridoc vom obtime urmatoarele tabele si diagrame:

Tabel icv1

Tabel icv2

Tabel icv3

Tabel icv4

Tabel icv5

Tabel icv6

Pentru autoturism cu peridoc vom obtine urmatoarele tabele si diagrame.

Tabel icv1

Tabel icv2

Tabel icv3

Tabel icv4

Tabel icv5

Tabel icv6

1.4.2 Calculul la frânare

Frânarea este procesul de reducere parțialã sau totalã a vitezei autovehiculului.

1.4.2.1 Decelerația maximã (accelerația de frânare)

Decelerația maximã se calculeaza astfel :

-frânarea are loc pe toate roțile :

a f(F+S) = g[(f+φ)+

-frânarea are loc pe roțile punții fațã :

a f(F) = g[

-frânarea se face numai pe roțile punții spate :

a f(S) = g[

Relațiile pentru calculul decelerațiilor au fost obținute în ipoteze pentru cã la toate roțile frânate forța de frânare dezvoltatã este egalã cu valoarea permisã la aderențã dintre roatã și calea de rulare.

1.4.2.2 Timpul minim de frânare

Timpul minim de frânare se calculeazã cu relația :

tfmin =

1.4.2.3 Determinarea spațiului de frânare

Spațiul minim de frânare se calculeazã cu relația :

Sfmin =

1.4.2.4 Spațiul de oprire total

Ȋn condiții reale în procesul de frânare apare un timp suplimentar.

ts =

Valorile acestor timpi se adoptã astfel :

to = 0,6 s; = 0,3 s; s

deci timpul suplimentar este : ts = 1,15 s

Timpul suplimentar introduce un spațiu suplimentar :

Ss = Vi ∙ ts

Spațiul de oprire va fi :

Sopr = Sfmin + Ss =

Pentru automobil fara peridoc vom avea urmatorul tabel si urmatoarele diagrame:

Tabelul 1.18

Pentru automobil cu peridoc vom obtine urmatorul tabel si urmatoarele diagrame :

1.5 Calculul stabilitatii autoturismului

1.5.1 Maniabilitatea și stabilitatea

Maniabilitatea și stabilitatea sunt calitãți independente de mare importanțã pentru siguranța și deplasarea autovehiculului și sunt influențate de : sarcinã staticã și dinamicã, aderențã, caracteristicile constructive, unghiurile fãcute de planul drumului cu planul orizontal și viteza de deplasare.

1.5.2 Maniabilitatea

Capacitatea autovehiculului de a urma exact traiectoria ce i se impune se numește maniabilitate. Operația de orientare a autovehciului pe traiectorie curbilinie se numește virare. Condiția de virare corectã valabilã pentru orice regim de mișcare este :

ctg θe ‒ ctg θi = ,

numitã și condiția lui Ackermann.

Unghiurile de bracare ale roților sunt diferite pe puntea directoare :

tg θe =

tg θi =

în care :

Rv este raza de virare

Ep este ecartamentul corespunzãtor celor doi pivoți

E1 este ecartamentul punții fațã

E2 este ecartamentul punții spate

Bg este lãțimea fâșiei de gabarit

Se calculeazã :

θe = arctg

Se adopta θimax= 50°

Unghiul de bracare mediu este :

θ =

Raza minimã de virare va fi :

Rvmin =

La o razã de virare de 100 m valorile unghiurilor de bracare și fâșia de gabarit corespunzãtoare se determinã astfel :

θe100 = arctg

θi100 = arctg

Fâșia de gabarit Bg este lãțimea ariei geometrice generatã de șasiu în timpul deplasãrii. Ea se calculeazã astfel :

Bg = L (m

Se calculeazã mãrimile de mai sus pentru raze de virare cuprinse în intervalul [Rvmin…300] și se centralizeazã în tabelul 1.20 . Pe baza acestor date se traseazã diagramele ale unghiurilor de bracare în funcție de raza de virare și a variației fâșiei de gabarit funcție de raza de virare.

Tabelul 1.20

1.5.3 Stabilitatea

Stabilitatea longitudinalã la derapare

Stabilitatea longitudinalã a autovehiculului este capacitatea acestuia de a se opune alunecãrii sau patinãrii longitudinale, precum și rãsturnãrii în raport cu o axã transversalã.

Condiția de stabilitate la rãsturnare pe panta longitudinalã în jurul punții spate, fãrã ca în prealabil sã aparã patinarea este:

tg αr ≤

Condiția de stabilitate la rãsturnare sã nu fie posibilã datoritã patinãrii roților motoare de pe puntea spate este :

tg αp ˃

Condiția de siguranțã la derapare impune ca unghiul αr la care se produce rãsturnarea longitudinalã sã fie mai mare decât unghiul la care are loc patinarea roților punții spate αp.

αr˃ αp ‒ condiție îndeplinitã : 73.78° ˃ 16.629 °

Condiția de stabilitate longitudinalã la coborârea unei pante mari cu autovehiculul

încãrcat și frânat este :

tg α ≤

în care a este distanța de la centrul de greutate la puntea fațã.

Condiția ca rãsturnarea sã nu fie posibilã datoritã alunecãrii roților este :

φ ˂

φ ˂ 2,813 ‒ condiție îndeplinitã : 0,6 < 2,813

Viteza criticã la care apare pericolul rãsturnãrii provocat de rezistența aerului care descarcã foarte mult puntea din fațã este :

-pentru automobil fara peridoc

-pentru automobil cu peridoc

Stabilitatea transversalã la derapare

Unghiul la care are loc deraparea datoritã greutãții autovehiculului paralelã cu calea de rulare, pe un drum rectiliniu, înclinat transversal cu un unghi β este :

βd = arctg φ1

φ1= 0,8∙φ

Pe asfalt uscat βd = arctg 0,8∙0,6 = 25.641°

Pe zãpadã bãtãtoritã βd = arctg 0,8∙0,2 = 9,09°

Pentru virajul cu raza și viteze constante, viteza de derapare se calculeazã cu relația:

vd =

Se calculeazã viteza de derapare pentru urmãtoarele valori ale unghiului de înclinare transversalã a caii de rulare :

βd = 0°; βd = 2°; βd = 4°;βd = 6°;

Pentru raza de virare Rv = 100 m, βd = 6° și calea de rulare acoperitã cu zãpadã bãtãtoritã viteza limitã la derapare este :

Valorile vitezelor limitã de derapare pentru diferite mãrimi ale razei de virare și pentru douã tipuri de drumuri sunt indicate în tabelul 1.21 și tabelul 1.22 .

Tabelul 1.21

Tabelul 1.22

Stabilitatea transversalã la rãsturnare

Rãsturnarea transversalã se produce în momentul în care roțile de pe aceeași parte a autovehiculului încep sã piardã contactul cu calea de rulare. Pentru virajul cu raze și viteze constante, viteza limitã de rãsturnare se determinã cu relația :

vr =

Pentru o razã de virare Rv = 100 m ; pentru unghiul limitã de înclinare transversalã βr = 2°, pentru autovehiculul încãrcat hg = 0,396m și encartamentul mediu Em = 1,5m , viteza de rãsturnare este :

Valorile lui vr sunt centralizate în tabelul 1.23 și tabelul 1.24 .

Tabelul 1.23

Tabelul 1.24

CAPITOLUL II. SISTEMUL DE DIRECȚIE

2.1 Rolul și condițiile impuse sistemului de direcție

Sistemul de direcție asigură maniabilitatea automobilului, adică capacitatea acestuia de a se deplasa în direcția comandată de către conducător, respectiv de a executa virajele dorite și menține mersul rectiliniu atunci când virajele nu sunt necesare. Schimbarea direcției (virarea) automobilului se realizează prin poziționarea roților de direcție. Operația de poziționare, prin rotire, a roților în vederea virării automobilului se numește bracare.

Sistemul de direcție este un ansamblu de organe care servesc la orientarea roților de direcție ale automobilului. Pentru a efectua un viraj corect, este necesar ca rotirea roților să se facă de așa manieră astfel încât toate roțile automobilului să se deplaseze în jurul unui centru instantaneu de rotație.

Rolul sistemului de direcție este acela de a asigura o bună maniabilitate și o bună stabilitate a automobilului.

Maniabilitatea și stabilitatea direcției sunt elemente hotărâtoare pentru asigurarea unei siguranțe în timpul circulației.

Maniabilitate – capacitatea sistemului de a menține traiectoria impusă de conducător.

Stabilitate – capacitatea sistemului de direcție de a readuce roțile de direcție la poziția de mers în linie dreaptă ca urmare a apariției unor momente de redresare pe timpul efectuării virajelor. Această stabilitate depinde de geometria punții (semipunților) față și de mărimea unghiurilor de așezare a roților directoare.

Revenirea greoaie a roților directoare din viraj este determinată de lipsa lubrifiantului la articulațiile mecanismului de direcție sau strângerea excesivă a articulațiilor punții oscilante.

Sistemul de direcție trebuie să satisfacă următoarele condiții :

-stabilizarea mișcării rectilinii (roțile de direcție după ce virajul s-a efectuat să aibă tendința de a reveni în poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă) ;

-să asigure manevrarea ușoară a direcției (efortul necesar pentru manevrarea direcției să fie cât mai redus) ;

– unghiurile de așezare a roților să se modifice cât mai puțin în timpul virării;

– să asigure un viraj corect la toate razele de virare prin obținerea unei raze minime de viraj cât mai reduse;

– să aibă randamentul cât mai ridicat – altfel spus, pierderile prin frecare din mecanismul de direcție să fie cât mai mici;

– să elimine oscilațiile unghiulare ale roților de direcție în jurul pivoților fuzetelor (fenomenul shimmy), care produce uzura articulațiilor și a anvelopelor, precum și instabilitatea direcției;

– să fie suficient de ireversibil, astfel încât șocurile primite de roți în timpul rulării să nu se transmită la volan sau să se transmită cât mai atenuat;

– să permită o manevră rapidă a direcției (unghiurile de rotație ale volanului să fie suficient de mici pentru a realiza o conducere sigură în raport cu viteza automoblului);

– să necesite același număr de rotații ale volanului de la poziția roților de mers în linie dreaptă, pentru aceeași rază de viraj la stânga sau la dreapta;

– să permită înclinarea roților în viraj, astfel încât să nu producă alunecarea lor;

– să asigure compatibilitatea direcției cu suspensia astfel încât oscilațiile rotațiilor în plan orizontal să fie cât mai reduse – efectul giroscopic; (oscilațiile suspensiei să nu provoace oscilațiile roților de direcție);

– să permită reglarea și întreținerea ușoară, să nu prezinte uzuri excesive care pot duce la jocuri mari și prin aceasta la micșorarea siguranței conducerii;

– construcția să fie simplă, să nu producă blocări și să prezinte o durabilitate cât mai mare;

– să asigure o înclinare minimă a roților directoare pentru a evita alunecarea în timpul rotirii pe suprafața de rulaj;

– să asigure o conducere comodă, întreținere ușoară, durabilitate mare, preț de cost redus.

2.2 Compunerea și clasificarea sistemelor de direcție

Pentru bracarea roților de direcție, conducătorul va acționa, prin intermediul volanului 1 și al arborelui 2, melcul globoidal 3, care se află în agregare cu sectorul dințat 4 (sau cu rola 4'). Pe axul sectorului dințat (rolei) 5 se găsește montat livierul de direcție

(comandă) 5' articulat cu bara longitudinală de direcție (de comandă) 6. Prin rotirea volanuluiîntr-un sens sau altul se obține o mișcare de oscilație a levierului de direcție, care va imprima barei longitudinale de direcție o mișcare axială al cărei sens depinde de sensul de direcție al volanului. Bara longitudinală de direcție fiind articulată de brațul 11 al fuzetei 9 (din partea stângă a automobilului) va imprima acesteia o rotație în jurul pivotului 10.

Legătura care există între fuzeta 9 și fuzeta 13, prin intermediul levierelor 8 și 14 și a barei transversale de direcție 7, va produce și rotirea fuzetei 13. Patrulaterul format din osia propriu-zisă 12 levierele fuzetelor 8 și 14 și bara transversal4 de direcție 7 se numește trapezul direcției.

Elementele componente ale sistemului de direcție se împart în două grupe, în funcție de destinația lor, astfel:

– mecanismul de acționare sau comandă al direcție, care servește la transmiterea mișcării de la volan la livierul de direcție;

– transmiterea direcției, cu ajutorul căreia mișcarea este transmisă de la livierul de direcție la fuzetele roților.

Clasificarea sistemelor de direcție se face după mai multe criterii, și anume:

După locul de dispunere a mecanismului de acționare a direcției:

-sisteme de direcție pe dreapta;

-sisteme de direcție pe stânga.

După locul unde sunt plasate roțile de direcție, sistemele de direcție se împart astfel:

-la automobilele cu două punți, pot fii directoare roțile punții din față (soluția clasică), roțile punții din spate sau roțile ambelor punți (soluție aplicată la unele automobile speciale pentru a mări maniabilitatea);

-la automobile cu trei punți, pot fii directoare roțile punții din față, roțile din față sau ale punții posterioare sau roțile punții din față sau ale punții din mijloc;

-la automobile cu patru punți, pot fii directoare roțile primelor două punți, roțile primei și a ultimei punți sau roțile tuturor punților.

În mod normal, roțile din față sunt roți de direcție din următoarele considerații: conducătorul are avantajul unei vizibilități mai bună din cauză că roata de direcție exterioară virajului descrie cercul cu raza cea mai mare și deci partea din automobil care este cea mai

indepărtată de viraj este partea din fața conducătorului; transmisia la roțile din spate este foarte complicată.

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

-raportul de transmitere, care poate fi constant sau variabil;

-tipul angrenajului, întâlnindu-se mecanismele cu melc, cu șurub, cu manivelă și cu roți dințate;

-tipul comenzii, care poate fi mecanică, mecanică cu servomecanism (hidraulic, pneumatic și electric) și hidrauică;

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

-poziția trapezului de direcție în raport cu puntea din față, care poate fi anterior sau posterior;

-construcția trapezului de direcție, care poate fi cu bara transversală de direcție dintr-o bucată sau compusă din mai multe părți.

2.3 Stabilirea roților de direcție

În scopul asigurării unei bune ținute de drum a automobilului, roțile de direcție se stabilizează. Prin stabilizarea roților de direcție se înțlege capacitatea lor de a-și menține direcția la mersul în linie dreaptă și de a reveni în această poziție după ce au fost bracate sau deviate sub influența unor forțe perturbatoare.

Dintre măsurile constructive, care dau naștere la momentele de stabilizare, unghiurile de așezare a roților și pivoților au rolul cel mai important. În acest scop, roțile și pivoții roților fuzetelor de direcție prezintă anumite unghiuri în raport cu planul longitudinal și transversal al automobilului.

La puntea din față se deosebesc urmatoarele unghiuri:

-β = unghiul de fugă (unghiul de înclinare longitudinală a pivotului);

-δ = unghiul de înclinare transversală a pivotului;

-α = unghiul de cădere al roții (înclinare transversală a fuzetei);

-γ = unghiul de convergență al roții.

Unghiurile α, β, γ și δ se stabilesc pentru roțile nebracate și automobilul dispus pe un plan orizontal.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β (unghiul de fugă) βₒ.

Reprezintă înclinarea față de verticală a axei pivotului ( măsurată în plan longitudinal)

și perpendiculară pe calea de rulare, astfel încât prelungirea axei sale întâlnește calea în punctul B, situat înaintea punctului A de contact roată-cale. Dacă un automobil se deplasează în viraj, forța centrifugă ce acționează în centrul său de greutate Fc, este echilibrată de reacțiunile laterale Ys și Yd la punțile automobilului și aplicate în punctele de contact ale roților cu cale.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului –δ0.

Este unghiul format de axa pivotului și verticală, măsurat în plan transversal.

Rolul acestui unghi este ca și al celui de fugă, de readucere a roților după efectuarea virajului în poziția corespunzătoare mersului rectiliniu și de a menține această mișcare.

Datorită virării roții în jurul pivotului înclinat, centrul ei tinde să se deplaseze în jos. Deoarece roata se sprijină pe cale, această coborâre nu este posibilă, rezultând o ridicare a pivotului, respectiv a punții.

Unghiul de cădere sau de carosaj al roții –α0

Reprezintă înclinarea planului roții din față de planul longitudinal al automobilului.

Efectul său stabilizator se manifestă prin împiedicarea tendinței roților de a oscila în limita jocului din rulmenții butucului.

Fig. 2.4. Unghiul de cădere al roții și unghiul de înclinare transversală a pivotului

Datorită unghiului de cădere α, apare tendința de a se împinge butucul roții spre interior, ceea ce face să dispară jocul de rulmenți, și descarcă piulițele din capătul fuzetei.

Efectele negative ale acestui unghi sunt uzura pneurilor pe banda exterioară și tendința de rulare divergentă a roților (tendința de deschidere).

Unghiul de convergență al roților –γ0

Este format în plan orizontal de planul roții cu planul longitudinal al automobilului.

Mărimea convergenței se exprimă, de obicei, prin diferența distanțelor A și B dintreplanele jantelor, în plan orizontal, măsurată în față și spatele punții.

Convergența se prevede în scopul mișcării tendinței de deschidere al acestora datorită unghiului de cădere γ0.

O convergență prea mare provoacă o uzură accentuată a pneurilor pe flancurile exterioare. Se impune ca în urma deformării elastice a pneului, în urma mersului rectiliniu, roțile să aibă tendința să ruleze paralel.

Pneurile roților directoare ale vehiculului fluieră strident la frânările moderate și în viraje atunci când unghiul de cădere sau de convergență este dereglat. Dacă roata este motoare, în axul ei se dezvoltă forța de tracțiune, care se transmite mecanismului de ghidare prin pivot. Față de axa pivotului, forța de tracțiune determină un moment, cu tendința de închidere a roții.

În cazul roților motoare, pentru a compensa tendința de închidere a roții, unghiul de înclinare longitudinală a fuzetei poate lua valori negative (unghi de divergență).

2.4 Rapoartele de transmitere ale sistemului de direcție

Raportul de transmitere unghiularreprezintă raportul dintre unghiul de rotație al volanului și unghiul mediu de bracare al roților de direcție ;

=

În general, bracarea maximă a roților de direcție, nu depășește 40-45˚, în fiecare parte, iar rotația corespunzătoare a volanului, la automobilele existente, este de 1,5. . .3 rotații în fiecare sens. Rezultă că raportul de transmitere unghiular variază între limitele =12. . .30 (în cazul autoturismelor = 12. . . 20).

Cu cât raportul de transmitere al mecanismului de acționare este mai mare cu cât forța necesară manevrării volanului este mai redusă, dar în același timp se micșorează unghiul de bracare al roților de direcție, corespunzător unui anumit unghi de rotire a volanului.

Condițiile impuse mecanismelor de acționare a direcției sunt:

-să fie reversibil pentru a permite revenirea roților de direcție în poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă după încetarea efortului aplicat volanului;

-să aibă un randament ridicat. Este necesar ca randamentul direct (de la volan spre levierul direcției) să fie cât mai mare, în timp ce randamentul invers (de la levierul direcției spre volan) să fie cât mai mic, pentru ca șocurile provocate rotațiilor de neregularități să fie absorbite în mare măsură prin frecarea din mecanism și să se transmită cât mai atenuate la volan;

-să aibă un număr redus de puncte de reglare cu posibilitatea obligatorie de reglare a jocului dintre elementul conducător și condus al mecanismului;

-să asigure caracterul și valorile necesare ale raportului de transmitere;

-construcția să fie simplă și să prezinte o durabilitate mare.

2.5 Volanul și arborele volanului

Volanul reprezintă elementul de comandă al sistemului de direcție, fiind construit dintr-un

butuc, una-trei spițe și o coroană.

Coroana volanului are formă circulară și este construită dintr-o armătură de oțel, înglobată într-o masă de ebonită modelată special pentru o ușoară prindere și antrenare cu mâna.

Diametrul coloanei volanului depinde de tipul automobilului, fiind recomandate valorile: 350 mm la autoturisme mici, 400 la autoturisme medii, mari și furgonete, 450-500 mm la autocamioane și autobuze.

Butucul volanului 3 (fig. 2.6) este montat cu calenuri pe arborele 4 ș strâns cu piulița 5. Bucșele 9 și 10 asigură rotirea arborelui 4, iar limitarea deplasărilor axiale este realizată prin piulițele 11. Garniturile din cauciuc 12 amortizează vibrațiile ce se pot transmite de la coloana 13. Cavitatea 8 este este folosită prntru montajul butonului de comandă al claxonului.

Arborele volanului este format din una, două sau mai multe bucăți. Soluția din două sau mai multe bucăți se folosește atunci când axa mecanismului nu se află în direcția arborelui volanului. Arborele articulat amortizează într-o oarecare măsură vibrațiile

volanului la circulația pe drumuri cu denivelări. Articulațiile utilizate în cazul arborelui din mai multe drumuri, în majoritatea cazurilor sunt articulații cardanice rigide.

2.6 Mecanismul de acționare a direcției cu roți dințate

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

Deoarece soluția constructivă aleasă este cea a mecanismului de direcție cu acționare a direcției cu roți dințate se va aborda doar acesta.

Mecanismele de acționare a direcției cu roți dințate pot fi: cu roți dințate cilindrice, conice și cu cremalieră. Mecanismele de acționare a direcției cu roți dințate cilindrice sau conice se utilizează destul de rar, datorită dificultății obținerii raportului de transmitere necesar în cazul unor gabarite acceptabile, precum și datorită reversibilității mari.

În prezent, are utilizări din ce în ce mai mari la autoturisme mecanismul cu pinion și cremalieră, deoarece asigură rapoarte de transmitere mari ( bracări mari ale roților la rotiri mici ale volanului).

Mecanismul de acționare cu pinion și cremalieră ( fig. 2.7, a) se utilizează destul de des la autoturismele cu suspensie independentă a roților și bară transversală de direcție. În felul acesta, numărul articulațiilor trapezului de direcție se reduce la patru față de alte soluții care necesită cel puțin șase articulații.

Pinionul cu dinți înclinați 8 al arborelui volanului 5 este montat pe doi rulmenți radiali axiali 7, al căror joc se reglează cu ajutorul unor garnituri montate sub capacul inferior 11 al casetei de direcție. Cremaliera 9, este realizată pe o bară cu secțiune circulară, care ghidează în țeava de oțel 6. Suportul 3 asigură angrenarea corectă între pinion și cremalieră. Jocul angrenajului se stabilește cu ajutorul garniturilor 2. În orificiul din centrul suportului se montează plungerul de bronz 4, care este apăsat pe cremalieră de arcul 10 în scopul compensării jocurilor din angrenaj.

Efortul produs de plunger nu trebuie să depășească o anumită valoare pentru a nu provoca griparea. Burduful din cauciuc l înpiedică pătrunderea murdăriei la angrenaj.

Randamentul direct este de 0,65 iar cel indirect de 0,59. Raportul de transmitere este constant (fig. 2.7, b).

Mecanismele de acționare a direcției cu pinion și cremalieră au o reversibilitate mare. Pentru micșorarea ei, unele mecanisme de acest fel sunt prevăzute cu un arc de readucere care se opune rotirii volanului și reduce reversibilitatea mare a acestui mecanism.

În figura 2.8 sunt prevăzute variante constructive ale mecanismului de acționare a direcției cu pinion și cremalieră.

La soluția din figura 2.8, a, jocul dintre pinionul 2 și cremaliera 3 este compensat de arcul 5. În scopul atenuării șocului de la volan, se utilizează articulația elastică 4 montată pe arborele volanului 1. Cuzinetul flotant 8 servește la ghidarea cremalierei. Etanșarea mecanismului se realizează prin inelul de etanșare 7 și burduful elastic 6.

În cazul soluției din figura 2.8, b, reglarea jocului dintre pinionul 1 și cremaliera 2 se realizează prin rotirea manșonului excentric 3 în care se găsește dispus pinionul. Fixarea manșonului într-o anumită poziție se face cu ajutorul șurubului 4.

Soluția reprezentată în figura 2.8, c permite reglarea jocului din angrenaj cu ajutorul unei pastile deplasabile radial (prin șurubul de reglare 2) în care se găsește montat lagărul 1 al axului pinionului.

La mecanismul de acționare a direcției cu pinion și cremalieră, raportul dintre viteza liniară v a cremalierei 2 și viteza unghiulară a pinionului 1 este constant și egal cu raza de divizare a pinionului Rd.

CAPITOLUL III. CALCULUL SISTEMULI DE DIRECȚIE CU PINION ȘI CREMALIERĂ

Sistemul de direcție asigură maniabilitatea automobilului, adică capacitatea acestuia de a se deplasa în direcția comandată de către conducător, respectiv de a executa viraje dorite și de a menține mersul rectiliniu, atunci când virajele nu sunt necesare.

Virarea automobilului se realizează prin rotirea roților de direcție. Sistemul de direcție are un rol hotărâtor asupra siguranței circulației, mai ales în condițiile creșterii numărului de automobile și a vitezei de deplasare a acestora.

3.1 Calculul mecanismului de acționare a direcției

Determinarea forțelor care acționează în sistemul de direcție în diverse condiții de deplasare ale automobilului este o problemă dificilă. Din aceste motive, sistemul de direcție se calculează în ipoteza că forța tangențială maximă care se aplică de către conducător volanulul, poate atinge valoarea de 350 N.

3.1.1 Calculul arborelui volanului

Arborele volanului este solicitat la torsiune cu momentul produs de acțiunea forței ,aplicată la raza volanului Rv:

Se adoptă constructiv Rv = 175 mm și = 350 N.

= X Rv [Nnm] (3.1)

unde: Rv – raza volanului

Rv = (3.2)

unde – diametrul volanului; se adoptă = 350 mm

Rv = = 175 mm

= 175 X 350 = 61250 [Nnm]

Efortul unitar de torsiune pentru arborele volanului, care este de formă tubulară se determină cu relația:

[] (3.3)

unde: D = 22 mm – diametrul exterior al arborelui volanului;

d = 10 mm – diametrul interior al arborelui volanului

= 30,6

Efortul unitar admisibil la torsiune pentru oțelurile aliate de tipul 18MoCrNi13 conform STAS 791-66 este = 50

< =>arborele volanului rezistă la solicitarea de torsiune

3.1.2 Calculul mecanismului de acționare pinion-cremalieră

Sistemul de direcție ales pentru autoturismul proiectat, este un sistem de tip pinion-cremalieră, cu barele de direcție montate în mijlocul casetei de direcție.

Cremaliera este prevăzută cu dinți dispuși neechidistant pe lungimea acesteia; mai depărtați la mijlocul cremalierei și mai apropiați la marginea cremalierei. Această dispunere a dinților cremalierei, în angrenare cu dinți pinionului creează un raport de transmitere variabil, cu următoarele avantaje:

-la mersul rectiliniu, angrenarea efectuându-se în zona centrală a cremalierei, unde raportul de transmitere este mic, duce la stabilitate în conducerea automobilului, acesta păstrându-și ușor direcția de mers rectiliniu;

-la viraje crește raportul de transmitere în angrenaj, efortul la volan scade foarte mult (mai laes la parcarea automobilului, deci la deplasarea cu viteze mici și viraje mari) odată cu creșterea unghiului de viraj.

Acest tip de sistem de direcție aduce avantajul unui spațiu lateral mai mare, posibilitatea montării în înălțime a casetei de direcție, ceea ce duce la scurtarea arborelui

volanului, eliminarea articulațiilor, deci micșorarea posibilității apariției jocurilor între volan și casetă.

Mecanismele de acționare a direcției cu pinion și cremalieră au o reversibilitate mare.

În cazul mecanismelor de acționare a direcției cu pinion și cremalieră, prin raport de transmitere se înțlege în mod convențional raportul dintre diametrul volanului Dv și diametrul de divizare Dd al pinionului.

Dantura se calculează la încovoiere și la presiunea de contact datorită acțiunii forței tangențiale Fs:

unde: Dd – diametrul de divizare al pinionului.

Se alege Dd = 19 mm

Fs = = 6125 N

a) Calculul danturii la încovoiere:

Ținând cont de faptul că pinionul ca și cremaliera au dantura înclinată, efortul la încovoiere se va calcula cu relația:

= [ ] (3.5)

unde: b – lățimea pinionului;

p – pasul danturii;

y – coeficientul de formă al dinților;

– coeficientul care ține seama de caracterul dinamic al solicitării;

– coeficientul care ține seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui;

– coeficientul care ține seama de gradul de acoperire;

– unghiul de înclinare al danturii.

Se adoptă: b = 30 mm

p=mncos[mn] (3.6)

unde : mn – modulul normal al danturii;

Se adoptă mn = 2,5 mm conform STAS 821-82.

p = 2,5 cos = 73 mm

y = 0,172 (3.7)

unde: – numărul de dinți ai pinionului

=(3.8)

= = 8 dinți

Se adoptă

y = 0,172 = 0,1

= 0,9;

= 0,8;

= 1,13.

= = 346,63

Efortul unitar admisibil la încovoiere este: = 350 . Rezultă că se respectă condiția:

< => dantura rezistă la încovoiere.

b) Calculul la presiunea de contact:

= 0,418 [ ](3.9)

unde: E – modulul de elasticitate longitudinal;

b – lățimea pinionului;

α – unghiul de angrenare;

și – razele de curbură.

= [N] (3.10)

= 6125 = 3062, 5 N

E = 2,1

Se adoptă: b = 30 mm;

α = 20˚

= = [mm] (3.11)

= 9,5 = 3,72 mm

=

= = 0

= 0,418 = 1035,14

Presiunea de contact admisibilă este: = 1400

< => rezistă la presiune de contact.

3.2 Calculul transmisiei direcției

Acest calcul constă în verificarea barelor de direcție la tracțiune-compresiune și datorită lungimii lor mari, la flambaj. Forța în barele de direcție este aceeași cu forța din cremalieră. Forța în barele de direcție este aceeași cu forța din cremalieră. Forța din cremalieră se determină cu relația:

=[N] (3.12)

unde: – raportul de transmitere

= (3.13)

= = 17,5

Raportul de transmitere este variabil, domeniul său de variație fiind cuprins între 17 (în centrul cremalierei – mers rectiliniu) și 25 (la capătul cremalierei- în viraj).

Calculul se va efectua la raportul de transmitere maxim, care determină ,

deci la = 25.

= = 112828, 94 N

a) Verificarea la întindere – compresiune:

= [ ] (3.14)

A = [] (3.15)

unde: A – aria secțiunii transversale a barei longitudinale de direcție;

d – diametrul barei de direcție.

Se adoptă: d = 16 mm

A = []

= = 561,17

Tensiunea admisibilă la tracțiune –compresiunea este: = 900 . Rezultă că se respectă condiția:

361,17 < 900

b) Verificare la flambaj:

= [ ] (3.16)

unde: – momentul de inerție minim al secțiunii barei de direcție;

– lungimea barei longitudinale de direcție.

= [ ] (3.17)

= = 3216, 99

Se adoptă = 560 mm.

= = 109,62

c) Calculul coeficientului de rezistență la flambaj

c =

c = = 5,11

c = 5,11

c > 5 => bara de direcție rezistă la flambaj

Raportul de transmisie al forței:

= (3.19)

unde: – momentul de întoarcere necesar la întoarcerea fuzetelor;

– momentul de răsucire al volanului;

D – diametrul volanului;

c – distanța la intersecția axei fuzetei cu solul și punctul mediu de contact al roții cu drumul.

= 5…10 daNm, se adoptă = 6,12 daNm

= 1…3 daNm, se adoptă = 2 daNm

D = 0,35 m

C = 0,12

= = 10, 35

La o rotație completă a volanului, roțile se vor roti cu unghiul:

= [˚] (3.20)

= = 34,78 ˚

3.3 Calculul fuzetei

Fuzeta se calculeaz4 de asemenea considerând automobilul în cele trei regimuri caracteristice automobilului, și anume:

regimul frânării;

regimul derapării;

regimul trecerii peste obstacole.

3.3.1 Regimul frânării

Regimul frânării este caracterizat de acțiunea forței din partea cadrului sau caroseriei și a

forțelor , și din partea căii de rulare. În cazul frânării automobilului, asupra roții și deci și asupra fuzetei acționează forțele și . În acest caz momentul încovoietor rezultant este:

= [daNm] (3.21)

unde:- distanța unde apare momentul încovoietor;

– reacțiunea verticală la roata directoare din partea stângă a autovehicului;

– moment cauzat de forța de frânare;

= [N] (3.22)

– coeficientul schimbării reacțiunii la puntea din față în timpul frânării;

– reacțiunea statică pe cale orizontală la puntea din față.

Se adoptă: = 123 mm;

= 1,2…1,4 pentru autoturisme. Se alege = 1,3;

= 7340 N.

= 1,37340= 9542 N

= [N] (3.23)

= 0,6…0,8. Se adoptă = 0,6.

= 9542 = 5725,2 N

= 132 = 136871, 79 daNcm

Iar efortul unitar la încovoiere este:

= [ ] (3.24)

= [](3.25)

unde: – diametrul interior al fuzetei.

Se adoptă: = 7,4 cm.

= = 39,78

= = 3440,71

Rezistența admisibilă la încovoiere: = 4500…6000 . Rezultă că se respectă condiția:

<

3440,71 < 4500

3.3.2 Regimul derapării

Se mai numește regimul deplasării cu reacțiuni laterale maxime. În acest caz, asupra punții acționează din partea cadrului sau caroseriei componenta statică a greutății automobilului ce revine punții din spate, și componenta forței laterale, iar din partea căii reacționale normale , și laterale , .

La derapare cele două fuzete sunt solicitate diferit, momentele încovoietoare rezultante în planul vertical, datorită forțelor:

= [daNm] (3.26)

= (1 + ) [N] (3.27)

unde: – momentul de inerție al roții din stânga;

– reacțiunea transversală a roții din stânga;

–raza de rulare a roții;

–înălțimea deasupra solului a centrului de greutate al autovehiculului;

E –ecartamentul roților.

= 273,4 mm

= 600 mm

E = 1419 mm

= 7340 ( 1 + ) = 11064,31 N

= ϕ [N] (3.28)

= 0,611064,31 = 6638, 58 N

= 11064,3112,3663,85827,34 = 454,07 daNcm

= [daNm] (3.29)

unde: – momentul de inerție al roții din dreapta;

– reacțiunea verticală a roții din dreapta;

– reacțiunea transversală a roții din dreapta.

= ( 1 ) [N] (3.30)

= 7340 ( 1 ) = 3615,68 N

= ϕ [N]

= 0,6 3615,68 = 2169,4 N

= 361,56 12,3 27,34 = 148 daNcm

Solicitările la încovoiere pentru fuzetă:

= [ ] (3.24)

= [ ] (3.25)

unde: – diametrul interior al fuzetei.

Se adoptă: = 7,4 cm.

= = 39,78

= = 1141,45

Rezistența admisibilă la încovoiere: = 4500…6000 . Rezultă că se respectă condiția:

<

1141,45 < 4500

3.3.3 Regimul trecerii peste obstacole

Este un regim caracteristic deplasării pe drumuri cu neregularități, când asupra punții acționează sarcini dinamice verticale de valori importante. Mărimea acestor sarcini dinamice depinde de înălțimea obstacolului, viteza de deplasare, calitățile suspensiei.

Momentul încovoietor în planul vertical este dat de relația:

= [daNm] (3.34)

=[N] (3.35)

unde: – coeficientul dinamic

Se adoptă: = 2.

= 2 7340= 14680 N

= 14680 12,3 =1805,64 daNcm

Efortul unitar va fi:

= = 4539,06

= 4500…6000

– rezistența admisibilă la încovoiere

<

4539,06 < 4600

=>rezistă la tensiunea admisibilă a efortului unitar la încovoiere

Materialele utilizate în general pentru fuzetele autovehiculelor sunt oțeluri aliate cu Cr-Ni, Cr-Mo la care se admite = 4500…6000 . Levierele la fuzetă se execută din oțeluri aliate Cr-Ni, Cr-Mo.

Materialele pentru pivot sunt oțeluri cementare aliate cu Cr: 15CO7, 13CN23 la care = 5000…6000 , = 500 , = 300 .

CAPITOLUL IV. CONSTRUCȚII MODERNE ALE SISTEMULUI DE DIRECȚIE

4.1 Introducere

Servodirecția îi ajută pe conducătorii auto să vireze roțile directoare prin creșterea efortului asupra coloanei de direcție. Servomotoarele hidraulice sau electrice adaugă energie contrlată de mecanismul de direcție, astfel încât șoferul să aplice doar un moment redus, indiferent de condiții. Servodirecția ajută considerabil atunci când un vehicul este staționat sau se deplasează cu viteză redusă. De asemenea, servodirecția oferă un feedback de forțe care acționează pe roțile din față pentru a da un impuls continuu în funcție de modul în care roțile intereacționează cu drumul.

Sistemele de servodirecție sporesc efortul de virare printr-o acționare a unui cilindru hidraulic, care face parte dintr-un sitem servo. Aceste siteme au o legătură mecanică directă între volan și caseta de direcție care acționează roțile. Acest lucru înseamnă, că în cazul în care sistemul de servodirecție nu mai funcționează, încă se poate ca vehiculul să fie controlat prin acționare manuală de către șofer. Alte sisteme de servodirecție nu au nici o legătură mecanică directă. Sisteme de acest fel, cu nici o legătură mecanică, sunt uneori numite „a conduce cu ajutorul cablurilor” (eng. „drive by wire”), prin analogie cu cuvântul din aviație „fly-by-wire”. În acest context, „wire” se referă la cabluri le electrice care transportă date, nu la cabluri de control mecanice din sârmă de oțel. În alte siteme de servodirecție, motoarele electrice oferă asistență în loc sisteme hidraulice. Ca și în cazul tipurilor hidraulice, puterea de acționare (motorul) este controlată de restl sistemului servodirecției.

Deoarece tema acestui proiect se referă la mecatronica sistemelor de direcție, de aici mai departe voi aborda doar sistemele de direcție electromecanice.

Direcția asistată electric (EPS) folosește un motor electric pentru a asista șoferul autovehiculului. Senzorii detectează poziția și cuplul coloanei de direcție și un computer aplică cuplul de asistență prin intermediul motorului, care se conectează fie la casetă sau la coloana de direcție. Acest lucru permite o asistență variabilă care să fie aplicată în funcție de condițiile de conducere. Pe automobilele Fiat Group asistența poate fi pornită prin folosirea unui buton numit „CITY”. Altele dau mai multă asistență când vehiculul încetinește și mai puțină la viteze mai mari. Sistemele electrice au un avantaj în eficiența consumului de combustibil, deoarece nu există nici o pompă hidraulică acționată de curea în mod constant de funcționare de către arborele cotit al motorului, chiar dacă este nevoie de asistență sau nu, iar acest lucru este un motiv important pentru introducerea sistemelor electrice. De altfel se renunță și la furtunele hidraulice de înaltă presiune. Acest lucru simplifică foarte mult fabricația și întreținerea lor. Primul sistem de servodirecție electrică a apărut pe Suzuki Cervo în 1988. În prezent un numar mare de producători de mașini folosesc servodirecția directă.

4.2 Sistemul de servodirecție electromecanică cu axe paralele

4.2.1 Privire de ansamblu

Servodirecția electromecanică are multe avantaje în comparație cu o direcție asistată hidraulic. Servodirecția electromecanică asistă șoferul și ameliorează efectele psihice și eforturile fizice ale acestuia. Aceasta funcționeză variabil, adică numai atunci când șoferul are nevoie de asistență de direcție. Asisten1a depinde de viteza vehiculului, direcția și unghiul de virare. Servodirecția cu axe paralele face parte din cele mai recente sisteme de servodirecție electromecanice.

Sistemul de direcție cuprinde următoarele componente (fig. 4.1) :

4.2.2 Generalități

La mecanismul de servodirecție electromecanică nu este nevoie de asistență hidraulică pentru a realiza virarea. Acest sistem are o contribuție importantă pentru protecția mediului deoarece nu sete folosit uleiul hidraulic.

Servodirecția se realizează printr-un sistem de acționare cu axe paralele cu ajutorul unei cutii de direcție care antrenează printr-o transmisie cu curea cu rulment cu bile recirculante pe o porțiune filetată a unui arbore pentru a oferi asistența de direcție.

Motorul electric este activat în funcție de viteza autovehiculului pentru a oferi asistența de direcție. Sistemul oferă conducătorului auto asistența cu privire la condițiile de conducere (Servotronic).

Cu funcția de întoarcere activă, roțile se întorc la poziția de mers înainte. Acest lucru duce la un randament bun al volanului după viraje, precum și o stabilitate mai bună când autovehiculul rulează drept.

La diferite lungimi ale arborilor planetari pentru roțile din față pe partea stângă și dreaptă rezultă că tinde să tragă vehiculul într-o parte în timp ce accelerează. Sistemul de compensare recunoaște acest lucru și îl contracarează.

Semnalul referitor la viteza autovehicului este furnizat de către unitatea de control ABS. Dacă semnalul referitor la viteza autovehiculului nu funcționează, un program de funcționare urgentă este pornit automat. Șoferul beneficiază dedirec1ia complet asistată, dar nici o funcție Servotronic. Defectul este indicat de către lampa de avertizare având culoarea galbenă.

Avantajele acestui sistem sunt:

un avantaj al sistemului electromecanic de servodirecție în comparație cu sistemul de servodirecție hidraulic este faptul că nu avem nevoie de sun sitem hidraulic;

componentele care asistă direcția sunt montate și acționează direct pe caseta de direcție;

spre deosebire de servodirecția hidraulică care necesită un debit constant, servodirecția electromecanică consumă energie doar în cazul în care asistarea este folosită. La 100 de km rulați se face o economie de 0,2 litri de combustibil;

designul special al unității servo prezintă o frecare internă redusă având un nivel ridicat de precizie;

neregularitățile drumului sunt filtrate complet din cauza masei reduse a rulmentului cu bile recirculante și a motorului electric. Frecarea intern4 mică permite șoferului să simtă schimbările de la volan.

4.2.3 Componente

Componentele mecanismului sunt prezentate în figura 4.2:

4.2.4 Mecatronica sistemului

Principalele elemente care iau legătura cu sistemul de servodirecție sunt date în figura 4.3.

4.2.5. Diagrama curbelor caracteristice

Asistența de direcție este reglată în funcție de viteză în permanent din memoria unității de comandă. Diagrama nu este programată în uniatea de comandă până la faza finală de producție a mașinii din cauza greutății autovehiculului și echipării acestuia. Diagrama poate fii modificată în urma reparației (de exemplu, în cazul în care direcția trebuie înlocuită).

Liniile caracteristice pentru autovehicule grele (linie continuă) și cele pentru vehicule ușoare (linie întreruptă) sunt prezentate în figura 4.4. O diagramă conține cinci linii caracteristice pentru viteze diferite ale autovehiculului. În figură se vede momentul care trebuie aplicat volanului, el fiind reprezentat pe orizontală și asistența de direcție care este oferită de motorul electric, care este reprezentată pe verticală.

4.3 Analiza componentelor sistemului mecatronic

4.3.1 Caseta de direcție

Servodirecția electromecanică cu axe paralele aplică forța de direcție necesară arborelui filetat folosind caseta de direcție. Caseta de direcție constă în motorul electromecanic de servodirecție, rulmentul cu bile recirculante și unitatea de control a servodirecției. Mișcarea de rotație a motorului electric este transformată într-o mișcare longitudinală și este transmisă arborelui filetat (fig. 4.5).

Configurația rulmentului cu bile recirculante este dată în figura 4.6.

Mișcarea de rotație a motorului electric montat în paralel cu arborele este transferată ro1ii dințate, în interiorul căreia este montat rulmentul cu bile recirculante, printr-o curea dințată. Piesa centrală a casetei de direcție este rulemntul, care este fixat în roată. O caracteristică special constructivă a rulmentului o reprezintă canalele de întoarcere ale bilelor.

Modul de funcționare: când volanul este rotit spre stânga, rulmentul se deplasează în

sensul acelor de ceasornic și arborele se deplasează spre dreapta, iar când volanul este rotit spre dreapta, rulmentul se deplasează în sens antiorar și arborele se deplasează spre stânga. Mișcarea de rotație a rulmentului cu bile împinge arborele filetat în direcția dorită.

Bilele rulează odată cu mișcarea rulmentului pe șanțurile arborelui. În timp ce rulmentul se deplasează, bilele sunt aduse înapoi la poziția inițială prin intermediul canalelor de returnare. Sunt necesare canale de retur, deoarece bilele ar rula împotriva punctului de sfârșit, astfel blocându-l.

4.3.2 Traductorul unghiular al coloanei de direcție

Traductorul unghiular se află în spatele inelului de alunecare al airbag-ului. Traductorul este montat pe coloana de direcție între unitatea de control al coloanei de direcție și volan (fig. 4.8). Traductorul unghiular furnizează unghiul de virare semnalând unitatea de control a coloanei de direcție prin magistrala de date. Dacă senzorul nu funcționează, este folosit un program de rezervă. Asistența de direcție se menține complet. În caz de defecțiune lampa de avertizare din bord se aprinde.

Componentele de bază ale senzorului de rotație sunt:

1. Un disc de codificare cu două inele

2. Bariera de lumină ce stabilește sursa de lumină cu ajutorul unui senzor optic. Discul de codificare este format din două inele, inelul absolut spre exterior și inelul de adaos din interior. (fig. 4.9).

Inelul de adaos este împărțit în cinci segmente, fiecare cu câte 72˚ dar și cu spații libere pentru a permite luminii să treacă. Inelul este secționat în interiorul segmentului. Secvența deschiderilor este aceeași într-un segment, dar diferită între segmente. Acest lucru duce la codificarea segmentelor. Inelul absolut determină unghiul. Acesta este citit de către 6 raze de lumină. Senzorul de rotație poate recunoaște 1044˚ din rotația volanului. De asemenea, recunoaște atunci când se atinge punctul de 360˚. Senzorul de rotație este proiectat să permită 2, 76 rotații ale volanului.

Unghiul se măsoară cu ajutorul razei de lumină așa cum este dat în figura 4.11. Dacă numai pe inelul de adaos se sesizează o mișcare, sursa de lumină pătrunde pe o parte a segmentului inelului și senzorul optic captează semnalul pe partea cealaltă. Când lumina ajunge pe senzor printr-un segment, o tensiune de semnal este creată. Dacă sursa de lumină este acoperită, nu mai există tensiune. Dacă se rotește din nou inelul de adaos, observăm o secvență a tensiunii de semnal. În același mod , o secvență a tensiunii de semnal este creată de fiecare rază de lumină stabilită pentru secvențele de pe inelul absolut. Toate tensiunile sunt preluate în unitatea de control a coloanei de direcție. Prin compararea semnalelor, sistemul poate calcula cât de mult s-au rotit inelele. Punctul de plecare al mișcării este determinat de inelul absolut.

Fig. 4.10. Funcționarea senzorului optic

4.3.3 Traductorul unghiular de virare

Momentul aplicat volanului de către conducătorul auto este baza de calcul asupra puterii de asistență care este furnizată de sistem. Momentul este măsurat la pinionul de virare cu ajutorultraductorului unghiular de virare. Rotația relativă a direcției la arborele de intrare este comparată cu cremaliera și convertită într-un semnal de ieșire electric analog.

Arborele de intrare și pinionul de direcție sunt conectate între ele pe traductorul de cuplu prin bara torsională. Bara de toriune are o torsiune specifică numită rigiditate torsională. Un magnet radial cu șaiprezece poli ( opt perechi de poli) se află pe direcție cu arborele de intrare și se rotește împreună cu arborele. Mai sunt două statoare, fiecare cu câte opt dinți, ele fiind pe aceeași axă cu pinionul și se rotesc odată cu el. În poziția de repaus, dinții statorului sunt exact la mijlcoc, între polul sud și polul nord al magnetului. Senzorii Hall sunt fixați pe carcasă și nu se rotesc ( fig.4.13.).

Modul de funcționare: Senzorul funcționează fără contact în conformitate cu principiul magnetostrictiv. Ȋnăltimea și alinierea fluxului magnetic între statorul 1 și statorul 2 este o măsură directă a momentului aplicat asupra direcției și este măsurat prin doi senzori Hall. Ȋn funcție de momentul torsional, semnalul de la un senzor Hall se deplasează între poziția nulă și poziția maximă.

Dacă senzorul Hall A are tensiunea maximă de 4,5 V, senzorul Hall B va avea o tensiune minimă de 0,5 V. Ȋn direcția opusă sensului exemplificat, senzorul Hall A are o tensiune de 0,5 V și senzorul Hall B o tensiune de 4,5 V.

4.3.4 Traductorul de la arborele cotit

Traductorul din figura 1.16 măsoară viteza unghiulară a arborelui cotit, el fiind un traductor Hall. Este prins pe carcasa flanșei de etanșare a arborelui cotit. Turația motorului și poziția exactă sunt calculate de către unitatea de control a direcției cu ajutorul semnalului de la traducător. Ȋn caz de se defectează traductorul, defecțiunea este semnalizată în bord de către lampa de avertizare a sitemului de servodirecție electromecanică.

4.3.5 Motorul electric

Motorul electric (fig.3.17.) este montat în paralel cu arborele din caseta de direcție. El tranferă forța de asistență de servodirecție către roata dințată, în interiorul căreia se află rulmentul cu bile recirculante, printr-o curea dințată. Motorul electric livrează un cuplu maxim de 4,5 Nm pentru a ajuta la virare. Motorul electric în cazul de față este un motor sincron trifazat. Comparativ cu un motor asincron, motorul sincron are următoarele avantaje: este mai ușor, se uzează mai greu deoarece nu are perii, motorul este un magnet permanent, economisește energie și reacționează mai rapid.

Motorul sincron are o bună eficiențăelectrică deoarece nu există curent magnetic de preexcitare ca la un motor asincron. Prin urmare, a fost posibil să se reducă consumul de energie activă în comparație cu sistemele de servodirecție similare.

Motorul constă printre altele, dintr-un rotor și un stator. Rotorul este un magnet radial cu 6 poli făcut din magneți rari (fig. 1.18). Magneți rari permit intensități de câmp magnetic foarte mari la dimensiuni mici. Statorul este format din 9 bobine și 9 seturi de discuri. Acest număr duce la un aranjament fără pereche. Magnetizarea magnetului radial cu 6 poli este pe diagonală pentru a face motorul mai silențios.

Modul de funcționare: Un câmp magnetic este generat în stator când bobinele sunt alimentate. Magnetul comutator se reglează în funcție de direcția de câmp generat de bobine ca o busolă în câmpul magnetic al Pământului. Viteza și direcția de rotație este determinată de curent. Aranjamentul nepereche din cele 9 bobine și 6 poli magnetici ai colectorului se produce la rotații spontane. Nu este nevoie de preexcitare Comutatorul se rotește în sincronizare cu câmpul electric al statorului.

4.3.6 Unitatea de control a servodirecției

Unitatea de control este dată în figura 4.19. Ea este prinsă pe caseta de direcție. Bornele sunt cositorite pe motorul electric, deci nu pot fi separate. Unitatea de control utilizează semnale de intrare, precum: semnalul de la traductorul unghiular montat pe coloana de direcție, semnalul de la traductorul Hall care monotorizează rotațiile arborelui cotit, turația rotorului motorului electric precum și semnalul dat de unitatea ABS referitor la viteza autovehiculului pentru a determina asistența direcției. Un senzor de temperatură este integrat în unitatea de control pentru a măsura temperatura din sistemul de direcție.

Dacă temperatura crește peste 100˚, servodirecția se reduce constant. Dacă asistența de direcție scade sub o valoare de 60 %, lampa de avertizare se va aprinde, având culoarea galbenă. Dacă unitatea de control se defectează, servodirecția trebuie să fie înlocuită complet.

Fig. 4.18 Componentele motorului electric

4.4 Proceduri de virare

CAPITOLUL V. SISTEME AVANSATE DE DIRECTIE PENTRU AUTOMOBILE

5.1 Noțiuni generale ale sistemului de direcție

Sistemul de direcție are rolul de a modifica direcția de deplasare în funcție de necesitățile conducătorul auto. Schimbarea direcției de deplasare se realizează prin mai multe moduri:

Rotirea roților directoare fără modificarea poziției punții directoare față de caroserie. Acest mod de schimbare a direcției este folosit la majoritatea autoturismelor.

Fig. 5.1 Cinematica corectă al efectuarii virajului de catre autovehicul

Modificarea poziției punții directoare, roțile în acest caz răman fixe față de punte. Se folosește de regulă la remorci.

Frângerea șasiului, el fiind din două părți. Acest mod de modificare a direcției se folosește la autobuze și utilaje de constructive.

Viteze unghiulare diferite ale roților este folosit de autovehicole cu senile.

Direcție integrală. În acest caz toate roțile ale automobilului sunt roți directoare.

Sistemul de direcție îndeplinește următoarele condiții:

Menținerea direcției de deplasare la mersul în linie dreptă și revenirea roților după efectuarea unui viraj la poziția initială;

O manevrare care necesită un efort mic din partea șoferului;

Evitarea blocării sistemelui de direcție;

Un randament ridicat;

Protecția mecanismului de uzuri mari;

Întreținere și reglare ușoară;

Șocurile provenite de la calea de rulare să nu fie transmise la volan (ireversibilitate);

O bună transmitere de informație între calea de rulare și conducător;

Evitarea alunecări roților directoare.

Sistemul de direcție este compus din:

mecanismul de acționare – transmite mișcarea de la volan la levierul de direcție;

transmisia direcției, mișcarea este transmisă de la levierul de direcție la fuzetele roților directoare.

Fig. 5.2. Schema de principu a sistemului de direcție

5.2 Clasificarea sistemelor de directive

Pe autovehicole se disting mai multe tipuri de sisteme de direcție folosite.

După modul de acționare al direcției:

Sisteme de direcție mecanice sau clasice – sunt sisteme de direcție acționate de către conducătorul auto;

Sisteme de direcție asistate pentru miscșorarea efortului de acționare precum și menținerea direcției în cazul produceri unei pene de cauciuc – mecanică cu servomecanism pneumatic, hidraulic, electric; electric-hidraulic.

După amplasarea volanului:

Stânga;

Dreapta.

După amplasarea roților directoare:

Față;

Spate.

După modul raportului de transmitere:

Cu transmitere variabilă;

Cu transmitere constantă.

După construcția trapezului de direcție:

cu bară transversală de direcție dintro bucată;

cu bară transversală de direcție din mai multe părți.

După tipul mecanismului de direcție:

mecanisme melcate;

mecanisme cu cremalieră;

mecanisme cu șurub;

mecanisme cu manivelă;

mecanisme cu roți dințate;

mecanisme combinate.

După construcția punții de direcție:

sistem de direcție pentru punte rigidă;

sistem de directie pentru fractionate.

După modul de asistare electronic al direcției:

Sisteme clasice de direcție;

Sisteme active sau parametrice;

5.3 Sistem de direcție cu servomecanism

Servocomanda, este un sistem destinat amplificări puterii, în vederea creșterii comfortului, reducând efortul necesar bracări roților, micșorarea șocurilor și vibrațiilor transmise. Există mai multe tipuri de direcții cu servomecanim în funcție de tipul energiei folosite:

hidraulice

electrice

electro-hidraulice

Condițiile impuse sistemelor de directie cu servomecanism sunt ca și la cele clasice precum și unele precizări:

poziția roților de direcție să asigure mișcarea rectilinie în line dreaptă;iar după efectuarea virajului, roțile de direcție să revinaăla poziția initială;

servodirectia trebuie să asigure șoferului o bună transmitere a informațiilor privind calea de rulare;

forța suplimentară nu trebuie sa fie sesizată la volan;

asigurarea funcționări sistemului de direcție în cazul defectări servomecanismului;

ireversibilitatea transmiterii mișcări;

În figura 5.3 sunt prezentate schemele de principiu ale celor trei sisteme servoasistate.

Fig. 5.3 Servodirecții: scheme de principiu

În primul caz respectiv servodirecție asistată hidraulic forța suplimentară este asigurată de presiunea hidraulică a unui fluid antrenat de catre o pompă mecanică, în cazul servodirecției electrohidaulice pompa hidraulică este antrenată de un motor electric, iar in cazul electric forța suplimentară este asigurată de catre un motor electric.

Reglementarile privind siguranța rutieră interzice utilizarea sistemelor de direcție în care legatura mecanică este intreruptă între volan și roată, pentru prevenirea eventualelor accidente.

5.3.1 Sisteme de direcție asistate servohidraulic

Acest sistem de direcție des utilizat și se compune dintro pompă hidristatică cu debit constant care este antrenată de motorul cu ardere internă și un motor hidrostatic liniar care are rolul de a transforma energia hidrostatică a fluidului în lucru mecanic. Varianta cea mai

des intâlnită este cea cu legatură închisă care modifică forța de asistare în funcție de viteza de deplasare al autovehicolului. Shema constructivă este prezentată in figura 16.

Fig. 5.4 Servomecanism hidraulic cu legatură închisă între elemente

unde: V-volan; MC-mecanism de acționare; DS-distribuitor hidraulic; PDC-pompă hidrostatică cu debit constant; RZ-rezervor de ulei hidrostatic; VM-supapă de suprapresiune;

LR-legatură de reactie; MH-motor hidrostatic; RD-roata de direcție.

În figura 3.5 este prezentată shema de principiu al unui servomecanism hidraulic cu legatură închisă.

Fig. 5.5. Schema structurală aservomecanismilui hidraulic cu legatură închisa între elemente

În figura 5.6. este prezentat sistemul de direcție asistat hidraulic de pe Peugeot 206.

Construcția unei casete de direcție servohidraulică propriu-zisă este prezentată în continuare.

Aceste sisteme hidraulice de direcție echipate cu două supape pentru corelarea virări maxime cu cursa maximă realizată de pistonul cilindrului hidrostatic. În figura 4.9. sunt prezentate supapele utilizate pe caseta de directive ZF.

5.3.2 Sistem de direcție asistate electro-hidraulice

Servodirecția electro-hidraulică este superioară servodirecției hidraulice prezentată anterior. Diferența este dată de modul de antrenare al pompei hidraulice, care oferă presiunea utilizată la asistența sistemului de direcție. La servodirecția electro-hidraulică, electromotorul acționează pompa. La viteze foarte mici sau staționarea autovehicolului, debitul pompei hidraulice este mai mare pentru a asigurarea unei forte mai mari de asistare al sistemului de direcție. La viteze ridicate, forța asigurată asistări este mai mică, sistemul de direcție fiind mai ușor de manevrat. Ca avantaje ale servodirecției electro-hidraulică sunt confortul mai mare necesitând un efort minim la viteze mici, dar ferm la viteze ridicate, precum reducerea consumului de carburant, deoarece energia folosită deferă în funcție de condițiile de deplasare.

În figura 5.9 este prezentat mecanismul de direcție electro-hidraulic folosit pe Skoda Fabia. Unde 1-casetă de direcție, 2-bară de direcție, 3- capăt de bară, 4- fuzetă, 5- piuliță, 6-senzor de cuplu, 7- burduf de protecție, 8- șasiu autovehicol, 9- conducte.

Sistemul de direcție electro-hidraulic se compune din 1- volan, 2-traductor, 3- pompa hidaulică din caseta de direcție,4- cremalieră, 5- pinion, 6- supapă de sigurantă, 7 pompă hidraulică, 8- martor din bord, 10- motor electric, 11, 12- conducte.

În figura 5.11. este prezentată caseta de direcție propriu-zisă utilizată pe Skoda Fabia.

Fig. 5.11 Caseta de direcție propiu-zisă de pe Skoda Fabia

unde: 1- senzor cuplu, 2-conductă, 3- axul de la volan ,4- carcasă casetă direcție, 5- pinion, 6- cremalieră, 7- burduf de protecție

5.3.3 Sisteme de direcție electrice asistate

Sistemul de direcție electromecanic foloseste o servodirecție electrică asistată. Servodirecție electromecanicã prezintă, față de direcția asistată hidraulicã, mai multe avantaje. În primul rând nu este necesar ulei hidraulic, rezervor, pompã și conducte hidraulice reducând masa autovehicolui. Un alt avantaj este dat de modul de utilizare a energiei sistemul de direcție electromecanic folosește puterea motorului cu ardere internă numai atunci când se vireazã realizând consum de combustibil mai mic. Direcția electromecanicã cu acționare axialã paralelã și șurub cu bilã este cel mai performant de pe piată momentam. Datoritã unitãții servo și frecãrilor mici, sistemul de direcție oferã un răspuns precis, iar șocurile transmise prin roți de la suprafațã de rulare sunt micșorate. (5)

În figura 5.13 sunt prezentate modurile de amplasare al motorului electric care poate fi pe coloană, pe pinion sau pe cremalieră.

În figura 5.15. este prezentat un sistem de direcție asistat electric utilizat de firma Volkswagen.

Sistemul de direcție electromecanic utilizeză sistemul de direcție cu cremalierã și acționare axialã paralelă. Motorul electric este alimentat la 12 V dezvoltând o forțã de pânã la 11.000 N. Forța generată se transmite cremalierei cu ajutorul unei curele. Pentru pornirea motorului, este utilizat un senzor de poziție, înglobat în axul magnetic al rotorului. Unitatea

electronicã de control (ECU) este lucrează ca un dublu calculator. Calculatorul principal, este un procesor pe 16-Bit cu o putere de calcul de 60Mb/s la 60 MHz. Controlul motorului, și pornirea sau oprirea sunt executate de calculatorul principal. Al doilea calculator funcționează pe 8-Bit, supraveghind calculatorul principal pentru a detecta defecțiunile. Legătura între cele doua calculatoare se face printro interfața digitalã.

Fig. 5.17 Puterea utilizată de o servodirecție hidraulică și una electrică la un autoturism VW Golf

Fig. 5.19 Senzorul de cuplu

Fig. 5.20 Schema logică a unui sistem de direcție electrică asistat

5.4 Sisteme de direcție activă sau parametrică

Sistemul de direcție activ este suplimentar asistării clasice corectând carecterul dinamic al autovehicolui tinând cont de mai mulți parametri cu am ar fi viteza teoretică a vehicolului, poziția pedalei de accelerație, poziția volanului. Cel mai mare avantaj al acestui sistem îl constituie comportamentul dinamic îmbunătățit al autovehicolului sporind siguranța si confortul pasagerilor. Ca dezavantaj principal este costul ridicat de producție dotorită coplexități sistemul, dar și modificarea în permanență a comportări volanului ca urmare a modificării razei de virare.

Acest model de sistem de direcție modifică în permaneță raza de virare electronic în corelație cu viteza de deplasare precum și condițiile suprafeței de rulare. În condiți normale de deplasare la viteze relative mici direcția este mai directă, necesitând un efort redus din partea șoferului. De asemenea este ușurată conducerea în regim urban. În cazul în care se negociază viraje la viteze mai ridicate sau ocolirea unor obstacole acest sistem de direcție modifică raportul de transmitere a mișcări de la volan la roțile autovehicolului.

În general acest sistem colaborează și cu alte sisteme ale autovehicolului cu am fi Dynamic Stability Control (DSC) în cazul celor de la BMW sau ESP pentru controlul girației astfel se modifică raza de virare. Acest sistem reduce intervenția sistemul ESP crescând confortul pasagerilor și a vitezei de deplasare.

Here's a representative schema of how it works:În urmatoarea figură este prezentat sistemul de direcție active cu parțile componente:

Modificarea razei de virare fără intervenția soferului este realizată de motorul electric amplasat între volan și caseta de direcție. Motorul electric este controlat electronic care stabilește vitezele planetare între caseta de direcție și volan.

5.5 Sisteme de direcție integrale

Sistemul de direcție integrat modifică unghiul de bracare al roților de pe puntea spate pentru o siguranță sporită, confortul îmbunătățit al pasagerilor. Acest sistem de direcție corelează viteza de deplasare a automobilului cu raza de virare. Astfel la viteze mici de regulă până la 60 km / h roțile de pe puntea din spate se deplasează în direcția opusă roților din față cu un unghi aproximativ de 3,5 °. Acest lucru face ușurează manevra de parcare ,dar și o negociere al virajelor strânse mai confortabil. La viteze mai mari de 80 km/h, roțile de pe puntea față și din spate au aceeași orientare pentru asigurea unui caracter dinamic bun.

Acest sistem de direcție a fost utilizat pentru prima oara în anul 1930 de către Daimler-Benz pe Mercedes-Benz 170 VL / W139.

În 1987 a fost construită Honda Prelude care poate fi considerat un sistem de direcție integral modern direcția fiind controlată de catre un computer.

În figura 5.25. este prezentat principul de funcționare a sistemului de direcție în funcție de viteza de deplasare.

Pentru a controla poziția roților de pe puntea din spate este folosit un computer care calculează mișcarea roților precum și orientarea lor față de roțile de pe puntea din față.

În figura 5.26. este prezentată puntea spate viratoare utilizată pe BMW seria 7. Bracarea roților este realizată de pistonul hidraulic 2 prin intermediul barei de direcție 3. Acționarea pistonului este realizată de o electropompă comandată de catre un calculator.

Cilindri de forță sunt utilizați în sistemele de direcție permanentă sunt utilizați la sistemele cu dublu circuit, și la sistemele cu două axe viratoare.

5.6 Volanul și coloana de direcție

Volanul și coloana de direcție are următorele funcții:

transmite mișcarea de la volanul la caseta de direcție;

permite reglarea poziției volanului;

rol in siguranța pasivă.

În figura 5.28. se prezintă construcția unei transmisi al volanului alcătuit din două articulații cardanice iar arborele primar al volanului este telescopic facilitând reglarea axială și a asigura siguranța pasivă a conducătorului auto utilizat pe Skoda Fabia.

Construcția unui arbore telescopic este prezentată în figura 3.29. Se compunde din: 1-semiarbore interior; 2-semiarbore exterior; 3-bucse de ghidare; 4-lamelă elastică; 5-element

de blocare.

În cazul unui impact frontal al autovehicolului , mecanismul de acționare se mișcă în suportul său, astfel mișcarea nu este transmisă arborelui principal ca urmare a deformări celui secundar astfel se protejează soferul.

Acest fenomen se poate observa în figura 5.30.

Pentru obținerea unui confort sporit se folosesc soluții pentru asigurarea reglări continuă a poziției volanului, asa cum se vede în figura următoare.

5.7 Bare de direcție și articulații

Barele de direcție sunt de mai multe feluri cu lungime fixă sau variabilă pentru executarea reglajelor. Articulațiile sunt și ele diferite în funcție de modul de execuție și pot avea centrul fix sau mobil.

În urmatoare este prezentată o bară de direcție cu lungime varibilă și centrul fix al capătului de bară.

În figura 5.32.b sunt prezentate părțile component ale capătului de bară de direcție unde: 1-corpul articulației; 2-nucă metalică; 3-pastile nemetalice (cuzineți); 4-placă de închidere; 5-burduf de protecție; 6 ,7 -siguranțe elastice.

Articulațiile elastice sunt de mai multe tipuri în funcție de forma bolțului (sferic, semisferic, tronconic) precum și sistemul de compensare a jocurilor. De asemenea pot fi cu cinematică simplă sau compusă. Diametrul sferei articulatiilor diferă de la autoturisme 20…24 mm la autocamioane 32…35 mm.Articulatiile sferice pot fi gresare periodică sau capsulate cele fără întreținere.

În figura 5.33 sunt prezentate mai multe tipuri de articulți elastice.

Fig. 5.33. Structura articulațiilor elastice

5.8 Geometria de așezare ale roților

Unghiurile roților asigură o deplasare rectilinie al autovehicolului și diferă în funcție de autovehicol .Pentru asigurarea virări cinematice corecte trebuie respectată condiția lui Ackermann.

Pentru cazul în care roțile nu alunecă relația se determină din triunghiul OAD și OBC obținându-se legatura între roțile directoare :

relația 1

Pentru viteze mai mari de deplasare când alunecarea roților nu mai poate neglijată se foloseste relația:

relația 2

Unde K reprezintă coeficentul de derivă având valori de la 1,2 ……1,25.

Unghiurile de așezare ale roților sunt:

Pentru roțile din față:

•unghi de convergență – divergență;

•unghiul diferențial al bracării;

•unghiul de cădere al roților;

•unghiul de înclinare transversală a pivotului;

•unghiul de înclinare longitudinală a pivotului (unghi de fugă);

•brațul de rulare;

2.Pentru puntea din spate:

•unghi de convergență – divergență;

•unghiul de cădere al roților;

Unghiul de convergentă este dat de diferența distanțelor anterioare respectiv posterioare ale jenților punți directoare.

Convergența este diferența între distanța muchiilor posterioare și anterioare ale jenților roților unei punți. Aceasta este masurată pe mijlocul anvelopei la mersul rectiliniu la sarcină maximă.

Unghiul de convergență poate fi :

Pozitiv pentru autovehicole cu tracțiune spate

Negativ pentru autovehicole cu tracțiunea pe față

Paralelă

În timpul deplasări roțile autovehicolului ele trebuie să fie paralele pentru evitarea uzuri neunforme ale acestora.

Unghiul diferențial al bracării

La efectuara virajului toate roțile unui autovehicul se rotesc întrun punct numit și centru de virare. Numai în acest caz roțile rulează normal respectând condiția lui Ackermann.

Unghiul de cădere al roților

Acest unghi este dat de planul median al roți și planul longitudinal al mașinii. Unghiul de cădere al roți poate fi:

• pozitiv, dacă o roată este înclină în partea de sus spre exteriorul autovehicoluli;

• negativ, dacă roata se înclină partea de sus spre interior;

•căderea zero, roata este perpendiculară pe calea de rulare.

În figura 5.38 este prezentat modul de așezare al roții în funcție de unghiul de cădere al roți.

Un unghi de cădere pozitiv descarcă efortul de pe piulița butucului roții , iar mărimea brațului de rulare este mai mic reducânde-se efortul de bracare.

Un unghi de cadere negativ îmbunătătește stabilitatea în viraje dar duce la o uzură mai mare a anvelopelor precum și un efort mai mare din partea soferului. Deobicei roțile punții din spate au un unghi de cădere negativ pentru a asigura o stabilitate mai bună. Valorile folosite de constructuri sunt pentru roțile punți față pozitive cuprinse între +0°20' și +1°30' unghiuri de cădere negative până la maximum -1°, iar pentru puntea spate unghiuri de cădere pozitive până la max. +0°20' unghiuri de cădere negative cuprinse între -0°30' și -2(8) .

Pentru verificarea valori unghiului de cădere roata masurată se adu ce în poziția 0 a valori de convergență.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului

Unghiului de înclinare transversală a pivotului asigură revenirea roților la poziția de mers rectiliniu după efectuarea virajului.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului este dat de poziția axei pivotului față de perpendiculara la suprafața de rulare în planul median-logitudinal al autovehicolului.Valorile folosite de constructori pentru înclinația transversală a pivotului sunt cuprinse : între 5° și 8° pentru autovehicole cu tracțiune spate și 8° și 10° cele cu tracțiune pe puntea din față.

Brațul de rulare "r" (deportul)

Brațul de rulare este distanța între punctul de sprijin al roții și prelungirea axei pivotului care se intersectează pe suprafața de rulare. Acesta poate fi: pozitiv, negativ sau neutru. Brațul de rulare modifică efortul la volan. Un braț de rulare mai mic, micșorează efortul la volan iar la valoarea (0) apar uzuri ale anvelopelor și revenirea roților la poziția de mers rectiliniu este mai greoaie.

Are valoare pozitivă dacă punctul de intersecție se află în interiorul ecartamentului punții față sau axa de înclinare transversală a pivotului și planul median se intersectează sub calea de rulare.

Are valoare negativă punctul de intersecție se situiază in afara ecartamentului punții directoare sau dacă punctul de intersecție între axa pivotului și planul median se situiază deasupra ecartamentului.

Și valoare neutră dacă punctul de interesecție corespunde cu ecartamentul punți sau intersecția între axa pivotului și planul median al roți se afla pe ecartamentul punți directoare.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului (unghi de fugă).

Acest unghi este dat de axa pivotului cu axa verticală situată în planul logitudinal al autovehicolului. Are rolul de a menține roțile în poziție dreaptă la deplasarea rectilinie. El poate fi pozitiv când axa pivotului întersectează calea de rulare în fața petei de contact, iar în cazul în care se intersectează în spate petei de contact este negativ neasigurând stabilitatea la deplasarea rectilinie.

5.9 Materiale utilizate în componeța sistemului de direcție

Pentru levierul de comandă și a arboreului de comandă se utilizeză oțeluri aliate cu Cr, Ni sau OLC, la barele de direcție OLC. Pentru melcul globoidal se folosește un oțel aliat cu Cr și Ni căruia i se aplică o cementare sau o cianurare. Rolele se execută din același materiale utilizate la melc globoidal, iar arborele volanului din OLC45. La sistemele de direcție cu pinion și cremalieră de folosesc oțeluri aliate ci Cr și Ni.

5.10 Concluzii finale

Sistemul de direcție ca și sistemul de frânare au rol important în securitatea rutieră. Defecțiunile sistemului de direcție au o contribuție importată însemnând 17 -22 % din totalul accidentelor rutiere produse.

De-a lungul istoriei automobilul a avut mai multe tipuri de sisteme de direcție în funcție de tipul punții și suspensiei . Însă o mare răspandire o mai are sistemul de direcție neasistat cu pinion și cremalieră datorită simplități lui fiind necesare doar patru articulați. De asemenea sistemele moderme de direcție asistate au la bază tot sistemul de direcție cu pinon și cremalieră.

În zilele nostre se poate obeserva o tendiță către sistemele de direcție asistate electric datorită avantajelor care le prezintă: reducerea consumului de combustibil prin modificarea

în permanetă a forței de asistare în funcție de viteza de deplasare, reducerea nivelului de zgomot o direcție servo-hidraulică are un regim de zgomot de funcționare mai mare,

necesitatea unui efort mai mic din partea conducătorului, reducerea masei prin eliminarea pompei hidraulice, conductelor, vasului de expansiune, lichidului.

Sistemul de direcție asistat electric poatre fi transformat cu ușurintă în sisteme de direcție active sau intregale. Motorul electric poate fi gestionat cu ușurintă de catre un computer. De asemenea în colaboarare cu sistemul de managent al motorului și sistemul de frânare se poate realiza parcarea în mod automat.

Legislația rutieră in viguare impune o legătură mecanică neîntreruptă între volan și roată pentru evitarea eventualelor accidente.

Sistemul de direcție are rol și în siguranța pasivă a conducătorului auto, în caz de impact coloana de direcție se retrage întrerupând legătura mecanică între volan și roti.