Optimizarea mecanismelor

5/13/2018

Optimizareamecanismelor -slidepdf.com

Aurelian COJCOARU Diana THIERHEIMER

Nicolae ŢANE Nicolae ŢUREA Walter W. THIERHEIMER

Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor autovehiculelor

Coordonator lucrare: Walter W. THIERHEIMER

Editura Universit

ăţii „TRANSILVANIA” Braşov 2008

http://slidepdf.com/reader/full/optimizarea-mecanismelor

1/216

5/13/2018



2/216

5/13/2018


Cuprins

Cuprins 1 Introducere ..................................................................................................................................................... 7

2 Stadiul actual al soluţiilor constructive de suspensii şi sisteme de direcţie utilizate la autoturisme cu tracţiune pe faţă ...................................................................................................... 15 2.1 Suspensii pentru autoturisme ......................................................................................... 15 2.1.1 Suspensii independente cu elemente elastice metalice ................................... 16 2.1.1.1 Suspensie independentă cu arc elicoidal .................................................... 16 2.1.1.2 Suspensie independentă cu braţ longitudinal de ghidare ............................ 19 2.1.1.3 Suspensie independentă cu arc elicoidal de tip picior elastic ...................... 19 2.1.1.4 Suspensie independentă cu element elastic lamelar dispus transversal ...... 20 2.1.1.5 Suspensia independentă cu element elastic bară de torsiune ..................... 21 2.1.2 Suspensie independentă cu element elastic pneumatic .................................. 24 2.1.3 .......................... 26 2.1.4 Suspensia Suspensia independentă independentă cu cu element element elastic elastic hidropneumatic mixt ........................................... 28 2.1.5 Bare stabilizatoare ........................................................................................ 29 2.2 Sisteme de direcţie ........................................................................................................ 31 2.2.1 Sistemul de direcţie în cazul suspensiilor independente ................................. 33 2.2.2 Sistemul de direcţie în cazul punţii rigide ...................................................... 34 2.3 Mecanismul de direcţie ................................................................................................. 35 2.4 Mecanismul de direcţie cu pinion şi cremalieră ............................................................ 36 2.4.1 Avantaje şi dezavantaje ................................................................................. 36 2.4.2 Tipuri constructive ....................................................................................... 37 2.4.3 Mecanism de direcţie (fără bielete) ................................................................. 38 2.4.4 Mecanism de direcţie .................................................................................... 40 2.5 Mecanism de direcţie cu bile ......................................................................................... 42 2.5.1 Avantajele şi dezavantajele construcţiei ......................................................... 42 2.5.2 Caseta de direcţie ......................................................................................... 44 2.6 Mecanisme de amplificare ............................................................................................ 45 2.6.1 Sisteme hidraulice de amplificare .................................................................. 46 2.6.2 Mecanisme de amplificare electro-hidraulice .................................................. 48 2.6.3 Casete de direcţie cu amplificare electrică ..................................................... 51 2.7 Coloana volan ............................................................................................................... 54 2.8 Amortizoarele de direcţie .............................................................................................. 58 2.8.1 Amortizoare monotub, nepresurizate ............................................................. 59 3 Stadiul cercetărilor privind corelarea sistemelor de direcţie şi suspensie la autoturisme .....................................................................................................................................................

61

3.1 Necesitatea corelării suspensiei cu direcţia .................................................................. 61 3.2 Aspecte privind cine matica direcţiei şi a suspensiei ..................................................... 63 3.2.1 Cinematica roţilor directoare ......................................................................... 63 3.2.2 Cinematica mecanismului de direcţie ............................................................ 65 3.2.2.1 Influenţa tipului casetei de direcţie şi a poziţiei pe autovehicul ................... 65 3.2.2.2 Configurarea mecanismului de direcţie ...................................................... 66 3.2.2.3 Dimensiunea şi poziţia bieletei .................................................................. 69 3.3 Cinematica suspensiilor independente ......................................................................... 76 3.3.1 Studiul suspensiei independente, cu patru bare inegale ................................ 77 3.3.2 Efectul de virare produs de suspensia independentă a punţii din faţă ............ 79 3.3.3 Studiul suspensiei independente a punţii din faţă, cu articulaţii sferice ......... 81

3


3/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor autovehiculelor 3.4 Oscilaţiile şi stabilitatea roţilor de direcţie .................................................................... 82 3.4.1 Oscilaţia roţilor de direcţie ............................................................................ 82 3.4.2 Echilibrarea roţilor directoare ....................................................................... 90 3.4.3 Stabilitatea roţilor de direcţie ........................................................................ 91 3.4.3.1 Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului ............................................ 92 3.4.3.2 Unghiul de înclinare transversală .............................................................. 94 3.4.3.3 Unghiul de cădere sau carosaj al roţii ........................................................ 98 3.4.4 Unghiul de convergenţă-divergenţă al roţilor.................................................. 98 3.4.5 Necesitatea menţinerii unghiurilor de stabilitate în limitele prescrise ........... 100 3.5 Corelarea suspensiei cu direcţia ................................................................................. 101 3.5.1 Anularea bracării induse de mecanismele patrulatere de suspensie ............. 102 3.6 Mişcarea de ruliu şi bracarea indusă ......................................................................... 104 3.6.1 Oscilaţii de tangaj şi ruliu ........................................................................... 104 3.7 Evaluarea confortului şi interpretarea spectrelor de acceleraţie ................................. 105 3.7.1 Perturbaţii datorate neregularităţilor căii de rulare ...................................... 106 3.7.2 Filtrare prin efect de interferenţă ................................................................. 107 4 Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii şi stabilităţii autoturismelor.......................................................................................................................

111

4.1 Man iabilitatea autoturismelor ..................................................................................... 111 4.1.1 Virarea autoturismelor echipate cu roţi rigide şi pivoţi verticali .................... 114 4.1.2 Virarea autoturismelor echipate cu roţi elastice şi pivoţi înclinaţi ................. 115 4.2 Stabilitatea t ransversală a autoturismelor ................................................................. 116 4.2.1 Mersul în curbă al autoturismelor ............................................................... 116 4.2.2 Influenţa suspensiei asupra stabilităţii autoturismelor ................................ 119 4.3 Centrul şi axa de ruliu ................................................................................................ 124 4.3.1 Definiţii ...................................................................................................... 124 4.3.2 Axa de ruliu ................................................................................................ 128 4.3.3 4.3.4 4.3.5 4.3.6 4.3.7

.................................... 130 Centrul cazul suspensiilor independente Centrul de de ruliu ruliu în la punţile cu suspensie bare de torsiune ............................ 137 Centrul de ruliu în cazul punţilor rigide ...................................................... 137 Influenţa suspensiei asupra mişcării circulare ............................................. 141 Influenţa conlucrării pneului cu suspensia asupra maniabilităţii ................. 142

5 Prezentarea obiectului cercetărilor ................................................................................................

145

5.1 Caracteristici generale ................................................................................................ 146 5.2 Caracteristici dimensionale şi de greutate ale autoturismului .................................... 146 5.3 Caracteristici dimensionale ale mecanismului de ghidare al roţii .............................. 148 5.4 Caracteristici constructive ........................................................................................... 150 5.4.1 Motorul ...................................................................................................... 151 5.4.2 Direcţia ...................................................................................................... 151 5.4.3 Puntea faţă şi spate .................................................................................... 152 5.4.4 Roţi şi pneuri .............................................................................................. 153 5.5 C aracteristici generale ale soluţiei constructive .......................................................... 153 5.6 Caracteristici dimensionale ale soluţiei constructive .................................................. 155 6 Modelarea cinematică, dinamică şi matematică a sistemului roată, suspensie, direcţie ............................................................................................................................................................

157

6.1 Elemente de cinematica roţilor directoare ..................................................................... 158 6.2 Cinematica sistemului de stabilizare îmbunătăţit ....................................................... 161 6.3 Prezentarea modelelor dinamice ale autoturismului ................................................... 167

4


4/216

5/13/2018


Cuprins 6.4 Modelarea matematică a mişcării autoturismului ....................................................... 169 6.5.1 Definirea parametrilor geometrico-constructivi ai mecanismului .................. 177 6.5.1.1 Parametrii geometrico-constructivi ai caroseriei ....................................... 177 6.5.2 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului braţ ului inferior al suspensiei .............................................................................................. 179 6.5.3 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului braţului

superior al suspensiei ............................................................................................ 181 6.5.4 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului fuzetei ..... 182 6.5.5 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului bieletei de direcţie184 6.6 Analiza geometrico- cinematică .................................................................................... 185 6.6.1 Date iniţiale ................................................................................................ 190 6.7 Determinarea poziţiei centrului de masă .................................................................... 192 6.7.1 Determinarea coordonatelor orizontale ale centrului de masă ...................... 192 6.7.2 Determinarea înălţimii centrului de masă ..................................................... 194

Bibliografie .....................................................................................................................................................

203

5


5/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor autovehiculelor

6


6/216

5/13/2018


Introducere

1 Introducere

Automobilele în general şi autoturismele în special au cunoscut o dezvoltare extraordinară într-un timp scurt al istoriei civilizaţiei. Automobilul ca produs are vârsta în jur de o sută de ani şi cu toate acestea se prevede încă o viaţă îndelungata pentru el. În prezent automobilul este cel mai răspândit produs industrial din lume. În scurta sa istorie automobilul a cuno scut o perfecţionare continuă ajungându-se la soluţii deosebit de ingenioase, care asigură o fiabilitate ridicată şi o bună siguranţă traficului rutier. Dintre sistemele automobilului cu influenţă deosebită asupra siguranţei circulaţiei, respectiv asupra maniabilităţii şi stabilităţii automobilului, o pondere deosebită o are sistemul de direcţie. De aceea, în cursul timpului, s-a acordat o atenţie deosebită perfecţionării acestui sistem şi corelării co-

respunzătoare a lui cu celelalte sisteme ale automobilului, respectiv cu su spensia şi sistemul de rulare. Studiului optimizării corelării funcţionării direcţiei cu suspensia i s-a acordat şi i se acordă o atenţie deosebită, lucru evidenţiat şi în literatura de specialitate.

În timpul rulării autoturismelor, datorită interacţiunii pneu carosabil, apar oscilaţii ale sistemului de rulare, care prin suspensie sunt transmise şi celorlalte subansambluri ale acestora. 7


7/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor

Importanţa determinării oscilaţiilor maselor autoturismului rezidă din faptul că şasiul şi caroseria au o mişcare proprie în timpul rulării. Această mişcare determină oscilaţii de ruliu şi de tangaj, care, în funcţie de

regimul de deplasare, pot duce la efecte nedorite: uzuri premature al e pneurilor, disconfort pentru pasageri şi cel mai nefavorabil efect fiind bracarea indusă. În construcţia de autoturisme, pe lângă parametrii constructivi, funcţionali şi de fiabilitate, trebuie să se ţină neapărat seama şi de influenţa acestora asupra conducătorilor auto, pasagerilor şi a mărfurilor transportate cu acestea. Confortul deplasării este determinat în primul rând de comportamentul suspensiei punţii din faţă [48, 57, 103]; iar stabilitatea este influenţată în special de puntea din spate [33, 78, 81, 93, 118]. Tipurile de suspensie şi mecanisme de direcţie care până mai ieri se considerau moderne şi de actualitate, astăzi sunt deja învechite, depăşite din punct de vedere tehnic. Din această cauză se caută noi soluţii tehnice, pentru a îmbunătăţi confortul şi siguranţă în deplasare a autoturismelor, care să fie oferite cumpărătorului. În ultimii ani, mecanismul de ghidare al roţii s -a dezvoltat foarte mult, atât tehnic cât şi calitativ, făcându-şi apariţia noi soluţii constructive de punţi faţă şi spate pe piaţa construcţiilor de autoturisme. Ca urmare, rezultă necesitatea optimizării corelării funcţionării direcţiei cu suspensia, ca răspuns la cerinţele impuse de confortul şi siguranţă în traficul rutier la d eplasarea autoturismelor. Limitele cercetării sunt impuse de cerinţele constructive şi funcţionale, care trebuie îndeplinite de mecanismele suspensiei şi direcţiei, precum şi de nivelul tehnologic prevăzut pentru fabricaţie. Căile de lucru adoptate, în studiul optimizării corelării suspensiei cu direcţia şi de reducere a fenomenului de bracare indusă, prin diminuarea

oscilaţiilor de ruliu, sunt în directă dependenţă cu posibilităţile teoretice şi experimentale de cercetare, a comportamentului dinamic de drum al autot urismului, avute la dispoziţie. Elaborarea sistemului teoretic utilizat în cercetarea comportamentului dinamic de drum al autoturismelor, cu tracţiune pe faţă, presupune 8


8/216

5/13/2018


Introducere

determinarea unor date, care caracterizează variaţia în timp a forţelor şi momentelor exterioare şi a proprietăţilor elementelor componente ale sistemului.

Conceptul de comportament dinamic de drum, caracterizat în mare parte de stabilitate-maniabilitate, dar nu în totalitate, poate fi definit din mai multe puncte de vedere: În optica conducătorului auto, comportamentul dinamic de drum este o proprietate deosebită a autoturismului, apreciind prin aceasta ră spunsul la comenzile date şi a modului în care este el stăpânit în diferite s ituaţii normale/limită. Psihologia auto prin comportament dinamic de drum înţelege în general comportamentul subiectului, adică al conducătorului auto, în timpul conducerii unui autovehicul. Deci, pentru psiholog prezintă interes acţiunile conducătorului auto în stare de stres, încărcare psihică şi fizică, generat de situaţiile diferite din trafic, în timpul conducerii. Din punct de vedere a interpretării mişcării autoturismului este necesară cunoaşterea traiectoriei autoturismului pe carosabil, care este de mare importanţă. Comportamentul dinamic de drum în acest caz este dat de maniera de conducere, pentru mai mulţi conducători auto cu stiluri diferite de conducere, în abordarea şi-n timpul realizării virajului [112, 137, 185]. Toate aceste considerente nu caracterizează în totalitate comportamentul dinamic de drum, ci numai parţial, deoarece ele descriu fie stabil itatea-maniabilitatea autoturismului, fie comportamentul dinamic al condu-

cătorului auto. Pe la mijlocul anilor 1960, s-a corelat studiul comportamentului dinamic de drum cu studiul accidentelor de circulaţie, s -au introdus noţiunile de siguranţă pasivă şi siguranţă activă şi comportamentul dinamic de drum a fost atribuit siguranţei active. Aceasta însemnând că, un bun comportament dinamic de drum contribuie la reducerea numărului de acc idente rutiere datorate factorului tehnic sau a factorului uman. Reducerea riscului de accident, prin îmbunătăţirea siguranţei active, este unul din obiectivele principale avute în vedere de constructorii de autovehicule. În acest caz optimizarea corelării suspensiei cu direcţia, care duce la un bun compor-

9


9/216

5/13/2018



tament dinamic de drum al autoturismului, are un rol şi un loc important în cercetarea, dezvoltarea şi construcţia autoturismelor. Deoarece cauzele accidentelor de circulaţie, pe lângă conducătorul auto şi autovehicul, sunt influenţate în mod deosebit şi de mediul înconjurător, este necesar ca, din perspectiva reducerii acestora, stabilitatea întregului sistem, conducător auto-autovehicul-mediu înconjurător, să fie studiată mai în profunzime. După comenzile date de conducătorul auto urmează ră spunsul autovehiculului (autoturismului) prin reacţia lui pe carosabil, ceea ce îl obligă pe conducătorul auto la noi acţiuni şi comenzi. Perturbaţiile şi condiţiile mediului înconjurător, cum ar fi: starea şi natura suprafeţei carosab ilului sau condiţiile atmosferice; acţionează asupra celor doi factori, influe nţând acţiunile şi comenzile conducătorului auto şi, respectiv, traiectoria a utoturismului. Deci, comportamentul dinamic de drum caracterizează stabilitatea generală a sistemului cu circuit închis, conducător auto -autoturism-mediu înconjurător. Pe lângă evaluarea subiectivă a comportamentului dinamic de drum, încercările şi măsurătorile dinamice au devenit un mijloc important de ajutor în dezvoltarea autovehiculelor. Dorinţa generală, bazată pe experienţa acumulată de inginerii cercetători, a condus în ultimii ani la implementarea tehnologiilor de vârf de încercare, măsurare şi achiziţie de date, care stau la baza realizării de modele noi şi perfecţionarea lor, prin compararea şi interpretarea datelor. Pe baza acestor dezvoltări au luat fiinţă metode de încercare pentru evaluarea noilor

modele, soluţii constructive, care fac posibilă achiziţionarea de date şi în s ituaţii critice (periculoase) de deplasare, deoarece la încercarea modelului propus, se aleg şi aceste tipuri de manevre, situaţii şi trasee, care pot fi: surse de accident; apar în faza premergătoare accidentului rutier sau în timpul accidentului rutier, manevre de evitarea lui. Astfel se realizează şi aprofu ndarea cunoştinţelor privind legătura dintre stabilitate-maniabilitate şi cauzele accidentelor rutiere (ele trebuind dezvoltate permanent, în mod continuu). Pentru eficientizarea lucrărilor de cercetare, dezvoltare, prin metoda încercări-măsurători, este necesar că rezultatele obţinute la încercarea 10


10/216

5/13/2018


Introducere

diferitelor modele, soluţii constructive, să poată fi puse la dispoziţia inginerului cercetător în cel mai scurt timp posibil (dacă este posibil chiar pe dur ata încercărilor). Pentru îndeplinirea acestor cerinţe se utilizează, la achiziţia şi prelucrarea datelor, în primul rând calculatoare numerice de tip PC puternice (viteză mare de calcul, capacitatea sporită a memoriei operative şi viteză de acces, facilităţile grafice). Posibilităţile de lucru ale computerelor a ctuale au permis adoptarea unor tehnici de cercetare complexe, care permit simularea în cele mai bune condiţii a proceselor reale. În cazul concret al cercetării comportării dinamice a autoturismelor, particularizate pentru an aliză stabilităţii şi maniabilităţii autoturismelor, suportul oferit de computere permite utilizarea unui aparat matematic puternic pentru achiziţia, prelucrarea şi interpretarea datelor. Comportamentul dinamic bun de drum, care caracterizează o sig uranţă activă ridicată, necesită studii şi încercări de dinamic a autoturismului în general şi stabilitate-maniabilitate în special, amănunţite de mare amploare. Până în prezent sunt foarte multe lucrări care se ocupă cu studiul teoretic al comportamentului dinamic al autoturismelor. În lucrarea de faţă s-a căutat găsirea unor soluţii de îmbunătăţire a stabilităţii -maniabilităţii,

prin reducerea oscilaţiilor de ruliu. Pentru aceasta, s-a proiectat şi realizat o soluţie constructivă nouă de diminuare a mişcării de ruliu a caroseriei autoturismului. Această soluţie s-a realizat prin plasarea barei stabilizatoare a punţii motoare şi directoare din faţă a autoturismului în poziţie posterioară a acesteia şi introducerea unor bielete pendulare cuplate cu braţele cremalierei casetei de direcţie. Obiectivul principal al lucrării îl reprezintă cercetarea teoretică şi experimentală a utilităţii acestei soluţii constructive. Prin aceasta se urmăreşte optimizarea corelării sistemului de direcţie cu cel de suspensie, în se nsul sporirii siguranţei active a autoturismului, avut în vedere, în special la intrarea şi ieşirea din viraje. Pentru soluţionarea problemelor complexe, care

apar, s-au elaborat modelele dinamice şi matematice adecvate, care să permită descrierea mişcării autoturismului atât la deplasarea în viraj cât şi re ctilinie. Aceste modele stau la baza simulării mişcării autoturismului în co n11


11/216

5/13/2018



diţii cât mai complexe de drum în scopul evidenţierii avantajelor şi a neaju nsurilor soluţiei propuse. Cercetările experimentale realizate cu aparatură şi tehnologii noi de măsurare şi achiziţie de date, au scopul de a confirma justeţea modelelor propuse şi de a evidenţia practic avantajele noii soluţii. Combinarea celor două aspecte ale cercetării (teoretic şi experimental) treb uie să conducă la stabilirea unor procedee noi de corelare a direcţiei cu su spensia la autoturisme.

Având în vedere aceste considerente lucrarea este structurată în şase capitole. Astfel, în capitolul unu - Introducere - sunt definite cerinţele impuse autoturismelor din punct de vedere al siguranţei active a circulaţiei

rutiere.

În capitolul doi - Stadiul actual al soluţiilor constructive de su s-

pensii şi sisteme de direcţie utilizate la autoturisme cu tracţiune pe faţă sunt prezentate principalele soluţii pentru aceste sisteme şi se analizează avantajele şi dezavantajele acestora din punctul de vedere al comportame ntului dinamic şi al siguranţei active. Capitolul al treilea - Stadiul cercetărilor privind corelarea sistem elor de direcţie şi suspensie la autoturisme - defineşte necesitatea corelării suspensiei cu direcţia şi prezintă principalele modele cinematice, dinamice şi matematice utilizate pentru studiul teoretic al acestei corelări. În capitolul al patrulea - Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii şi stabilităţii autoturismelor - sunt prezentate principalele consideraţii privind influenţele acestor sisteme asupra comportării dinamice a autoturismelor în special la deplasarea curbilinie. În capitolul al cincilea - Prezentarea obiectului cercetărilor - sunt prezentate datele tehnice principale ale autoturismului DACIA 1310 pe care s-au realizat cercetările teoretice şi experimentale. De asemenea, este pr e-

zentată succint noua soluţie constructivă de diminuare a mişcării de ruliu a acestui autoturism. Capitolul al şaselea - Modelarea cinematică, dinamică şi matematică a sistemului roată, suspensie, direcţie - prezintă modelele utilizate pentru studiul teoretic al comportării dinamice a autoturismului, la deplasarea rectilinie şi curbilinie, echipat cu soluţia standard şi cea propusă de diminuarea 12


12/216

5/13/2018


Introducere

a mişcării de ruliu. S-a avut în vedere un model dinamic generalizat cu şapte

grade de libertate. Acest model poate fi supus acţiunii factorilor perturbatori exteriori, din partea căii de rulare şi interiori induşi de geometria de aşezare a roţilor directoare şi a sistemelor de compensare a mişcării de ruliu a autoturismului. Tot în acest capitol sunt prezentate şi metodele de determinare a mărimilor fizice şi geometrice care intră în compunerea modelelor teoretice de studiu.

13


13/216

5/13/2018



14


14/216

5/13/2018


Stadiul actual al soluţiilor constructive de suspensii şi sisteme de direcţie

2 Stadiul actual al soluţiilor constructive de suspensii şi sisteme de direcţie utilizate la autoturisme cu tracţiune pe faţă

2.1 Suspensii pentru autoturisme

Tipul suspensiei este determinat de construcţia elementului elastic şi a elementului de ghidare [2], [3], [41], [55], [135].

După

tipul

elementului

elastic,

Fig. 2.1

suspensiile se împart în suspensii cu elemente:

• metalice (arcuri lamelare, elicoidale, bare de torsiune);

• din cauciuc; • pneumatice; • hidropneumatice; • mixte (combinarea a două sau

Fig. 2.2

15


15/216

5/13/2018



mai multe elemente elastice).

După tipul elementului de ghidare, sunt:

• suspensii cu punte rigidă,

• suspensii independente. Suspensia independentă (punte articulată) elimină legătura rigidă nemijlocită dintre roţile autovehiculului. Rolul grinzii punţii este preluat de

ramă sau caroseria autoturismului. În funcţie de planul în care se deplasea ză roata directoare la ridicarea pe verticală a acesteia, suspensiile independente se clasifică în suspensii cu deplasarea roţilor în:

• plan vertical fig.2.1; • plan vertical-transversal fig.2.2 prin: pârghie de suspensie poz iţia a, patrulater de suspensie poziţia b, paralelogram de suspensie poziţia c, mecanism cu culisă poziţia d.

α - unghi de cădere, E - ecartament şi ∆α - variaţiile unghiului de cădere) • plan vertical-longitudinal fig.2.3: cu pârghie poz. a., cu paralelogram poz. b.; • plan intermediar.

Fig. 2.3

2.1.1 Suspensii independente cu elemente elastice metalice

2.1.1.1 Suspensie independentă cu arc elicoidal

Soluţia constructivă a unei suspensii independente, la care arcul elicoidal este dispus între cadru şi braţul superior al patrulaterului de gh idare, este prezentată în fig.2.4. Fuzeta face corp comun cu biela patrulater ului (pivot fals), fiind legată de pârghiile mecanismului de suspensie prin articulaţii sferice. În acest fel fuzetei îi este permisă atât mişcarea de rotaţie în planul mecanismului (la trecerea peste denivelări), cât şi mişcarea de bracare, în jurul axei comune a articulaţiilor sferice. 16


16/216

5/13/2018



Prin montarea tirantului 1 din fig.2.5 se tran smite între lonjeron şi braţul superior forţele de tracţiune

şi de frânare la cadrul auto-

turismului. Cu ajutorul tirantului se poate regla unghiul de înclinare longitudinală a pivotului prin intermediul piuliţelor de reglaj 2 si contrapiuliţelor 3. Transmiterea forţelor verticale de la braţul superior la caroserie se face prin intermediul amortizorului

telescopic

2

până la talerul de sprijin al arcului 1. Tija amortizorului

se fixează pe caroserie prin Fig. 2.4

tampoane elastice din cauciuc, care permit deplasări unghiulare pentru amortizor. Suspensia independentă folosită

la

autoturismele

Opel

Kadett C fabricate între anii 1973-

1979 şi Chevette fabricate până în anul 1985 este prezentată în fig.2.6

Fig. 2.5

unde suportul detaşabil al suspensiei este montat rigid cu lon jeroanele şasiului, fără a fi folosite el emente elastice din cauciuc. Caracteristic este faptul

că, braţul superior susţine amortizorul telescopic, elementul elastic fiind cuprins între braţul inferior şi suportul suspens iei. Mecanismul de direcţie cu cremaliera este montat tot pe suportul suspensiei constituind un tot unitar, suspensie-directie-ansamblu roată, ce-

17


17/216

5/13/2018



ea ce permite reglarea geometriei roţilor înainte de a fi montate pe ramă sau caroseria autoturismului. Suspensia

autoturismului Renault 18, cu două braţe şi cu element elastic

dispus

între

aripa interioară şi suportul de pe amortizoFig. 2.6

rul

telescopic,

este

prezentată în fig.2.7. Soluţia cu amortizorul telescopic montat pe braţul superior este urmarea câştigării spaţiului dintre cele două braţe necesar arborelui de antrenare al roţii. De reţinut faptul că, elementele suspensiei

(braţele,

tirantii,

amortizorul telescopic şi bara stabilizatoare) şi caseta de direcţie se montează direct pe caroseria autoturismului. Suspensie

asemănă-

Fig. 2.7

toare cu cea a autoturismelor Renault 18, 20 sau Fuego este suspensia autoturismului Renault modelul 30 TX. De reţinut faptul că, suspensia autot urismului Dacia 1300 cât şi a modelelor derivate din acesta este asemănăto are cu suspensia autoturismului Renault modelele 12 (identice), 18, 20, 30 TX.

18


18/216

5/13/2018



2.1.1.2 Suspensie independentă cu braţ longitudinal de ghidare

Practic se caută soluţia constructivă care să descarce aripile interioare în raport cu partea frontală a pedalierului autoturismului, pe care să fie montate braţul longitudinal de ghidare şi elementul elastic elicoidal. O astfel de suspensie este folosită la autoturismele Rover TC şi prezentată în fig.2.8 cu poz i-

Fig. 2.8

ţia elementului elastic aproape orizontală, acesta este sprijinit de pedalierul autoturismului. Amortizorul telescopic este montat între braţ şi c aroserie.

2.1.1.3 Suspensie independentă cu arc elicoidal de tip picior elastic

În literatura de specialitate nu se mai foloseşte noţiunea de su spensie tip Mc. Pherson, deoarece o serie de firme au adus modificări şi î mbunătăţiri acestei suspensii şi de aceea se va folosi noţiunea de suspensie cu picior elastic. Prima apariţie a piciorului elastic de ghidare a fost în anul 1965 la autoturismul Peugeot 204, în anul 1966 a apărut la Ford 12, 15, M/P6, în 1967 la Audi - NSU Ro 80 şi 1969 la Fiat 128 [135], [136]. Dotarea propriu -

zisă a autoturismelor cu astfel de suspensii s -a impus după anii '70. Practic toate tipurile moderne de autoturisme, cu puntea faţă motoare, au acest tip de suspensie independentă, cu poziţia arcului elicoidal înclinata şi articulaţia sferică inferioară translatată spre roată, realizându -se astfel un braţ de rulare (deport) r 0 negativ. Modificarea neînsemnată a ecartamentului şi a înclinării roţilor în timpul deplasării lor pe verticală reprezintă avantajul acestei suspensii. Amortizorul telescopic este inclus în mec anismul de suspensie, care, împreună cu articulaţia sferică, stabilesc axa de rotaţie a pivotului fig.2.9. 19


19/216

5/13/2018



Fig. 2.9

Fig. 2.10

În fig.2.10 este prezentată suspensia punţii faţă a autoturismu lui Audi 80, cu braţ de rulare r 0 negativ (r 0 = - 17 mm) şi amortizorul telescopic poziţionat aproape vertical. Elementul elastic are poziţie oblică, concentrică cu axa pivotului.

2.1.1.4 Suspensie independentă cu element elastic lam elar dispus transversal Această variantă constructivă este obţinută prin înlocuirea braţelor

inferioare cu un arc din foi dispus, transversal, care poate fi fixat într -un punct sau în două puncte.

20


20/216

5/13/2018



Amortizorul telescopic este dispus între biela mecanismului de suspensie şi cadru, iar pivotul real este introdus în interiorul bielei, fig.2.11. Acest tip de suspensie este folosită la puntea din faţă a autot urismului Opel Kadett. Suspensia este montată, la fel ca şi direcţia, pe suportul suspensiei. Prin aceasta se poate regla foarte uşor geometria roţilor, înainte de montarea acestora pe şasiu. Arcul cu foi dispus tran sversal poate prelua forţele de pe orice d irecţie şi va înlocui: două braţe inferioare, arcurile elicoidale şi bara stabilizatoare în marea majoritate a cazurilor.

Fig. 2.11

Suspensia faţă la autoturismul Fiat modelele 1800 şi 2300 este o suspensie cu două braţe oscilante, braţul superior 1 fiind de formă triunghiulară iar de braţul inferior 2 este fixat el ementul elastic, bara de răsucire 3, dispusă longitudinal fig.2.13. Reglajul barei de răsucire se efectuează prin intermediul pârghiei de reglare 4.

2.1.1.5 Suspensia independentă cu element elastic bară de torsiune

Pentru a asigura spaţiul de trecere pentru arborii de antrenare se folosesc ca, elemente elastice arbori de răsucire dispuşi longitudinal, în loc de arcuri elicoidale montate pe braţul superior. La folosirea barelor de tors iune apare posibilitatea că materialul să fie folosit judicios şi totodată se re alizează o uşoară creştere a gradului de amortizare. Deşi nu sunt atât de răspândite ca arcurile elicoidale, arcurile bară de torsiune au obţinut în ultimul timp o întrebuinţare destul de largă atât la autoturisme, cât şi la autocamioane şi autobuze. Elementul elastic, bara de răsucire, asigură suspensiei o serie de avantaje: ocupă loc mai puţin decât arcurile elicoidale (prin montarea lor în lonjeroanele şasiului); durabilitate mai ridicată, au o greutate redusă, astfel contribuind la reducerea greutăţii maselor nesuspendate ale autoturismului, 21


21/216

5/13/2018



realizează o distribuţie mai avantajoasă a sarcinilor pe cadru (în cazul di spunerii longitudinale); lipsa frecărilor interne. Comparativ cu arcurile elicoidale, barele de răsucire au un proces tehnologic de execuţie mai complicat, dispunerea pe autoturism este incomodă şi pentru a realiza un confort cât mai bun necesită lungimi mari de lucru. La autoturismul Renault 16R, aşa cum susţine producătorul, lungimea mare a barelor de torsiune asigură un confort deosebit. Constructiv, arcurile bară de răsucire se realizează în următoarele variante: * bară de secţiune circulară fig.2.12 - a

* bară de secţiune dreptunghiulară fig.2.12 - b * mai multe bare de secţiune circulară fig.2.12 - c * din lamele suprapuse fig.2.12 - d * combinat între cilindru de răsucire şi bară de secţiune circulară

fig.2.12 -e

Fig. 2.12

Folosirea arcurilor bară de torsiune lamelara în locul celor cu se cţiune circulară duce la micşorarea rigidităţii suspensiei şi la evitarea ieşirii din funcţiune a elementului elastic în cazul ruperii unei lamele. Arcurile bară de răsucire pot fi dispuse longitudinal sau transversal. Barele de răsucire longitudinale 1 pot fi elemente elastice pentru o si ngură punte fig.2.13. Sau pentru ambele punţi fig.2.14. Pentru a nu prelua şi momente de încovoiere, barele de răsucire mai lungi au reazeme intermedi are fixate pe caroserie. Raportul dintre lungimea braţelor oscilante ale suspensiei se alege astfel încât să se asigure o rigiditate m inimă la încărcarea statică şi o mărire progresivă a rigidităţii la destindere şi co mprimare.

22


22/216

5/13/2018



Suspensia

faţă la autoturismul Fiat modelele 1800 şi

2300 este o suspensie cu două braţe oscilan-

te, braţul superior 1 fiind de formă triunghiulară iar de braţul inferior 2 este fixat

Fig. 2.13

elementul elastic, bara de răsucire 3, dispusă longitudinal fig.2.15. Reglajul barei de răsucire se efectuează prin intermediul pârghiei de reglare 4. Fiat foloseşte bare de

răsucire 3, având lungime mare, la modelul 130 construit până-n 1977 reprezentat în fig.2.16. Cursa activă a suspensiei este de 160 mm. Cap ăFig. 2.14

tul din spate a barelor de răsu-

Fig.2.15

23


23/216

5/13/2018



cire este preluat de către o grindă transversală montată pe şasiu cu ajutorul şurubur ilor 4 şi a bucşelor din cauciuc 10, izolând astfel zgomotele care ar putea fi introduse în interiorul caroseriei de către suspensie. Cu ajutorul şurubului 8 se acţionează excentricul 6 reglându-se astfel garda la sol, după care se strânge (blochează) contrapiuliţa 7, fig.2.17.

Fig. 2.17

Pentru a realiza simplitatea conFi. 2.16

strucţiei se foloseşte grinda 9 care este în

acelaşi timp suport şi pentru motor, şi se montează pe structura autoturi smului cu ajutorul orificiilor 2. Forţele longitudinale sunt preluate de către bara stabilizatoare 1 montată anterior grinzii 9. În acest caz aripile interioare preiau doar forţele introduse de către amortizorul telescopic.

2.1.2 Suspensie independentă cu element elastic pneumatic

Elementul elastic pneumatic se întrebuinţează cu precădere la suspensia autovehiculelor la care greutatea masei suspendate variază în limite largi, în funcţie de încărcătură (autobuze, autocamioane, autotrenuri etc.) dar se pot întâlni şi la autoturisme. Pentru autoturisme sunt folosite diferite tipuri constructive de elemente elastice pneumatice.

Cele mai des întâlnite sunt:

• cu burduf 24


24/216

5/13/2018



• cu tub Suspensia cu element elastic pneumatic cu burduf poate fi cu

unul sau mai multe etaje.

Fig.2.18

Burduful propriu-zis 1, prezentat în fig.2.18. este format dintr-un cord (nylon sau capron) cauciucat. Etajele sunt delimitate de către inelul metalic 2 care limitează totodată deformaţiile radiale ale burdufului. Etanş area se face cu ajutorul inelului fasonat 3, flanşele 4 şi şuruburi. Această metodă este folosită de către firma Continental, alte soluţii de etanşare sunt date şi de firmele Firestone şi Dunlop. Cursa utilă este de până la 400 mm. Suspensia cu element elastic pneumatic cu tub fig.2.19.

Cursa activă la acest tip de element elastic este de 300 mm. Pistonul 5 în timpul funcţionării

execută o mişcare de translaţie în interiorul tubului 1 prin înfăşurarea acestuia pe piston. Taloanele 2 şi 3 acoperă umerii 11 ai talerului 4 respectiv al pistonului 5. La partea inferioară a pistonului sunt sudate şurubul de montaj 6 şi talerul lim itator 7. În momentul comprimării maxime a tubului, talerul 7 intră în Fig.2.19

contact direct cu elementul elastic 25


25/216

5/13/2018



suplimentar 8 la interiorul căruia se află canalul de refulare 10 care comunică cu orificiul din interiorul şurubului de montaj 9. 2.1.3 Suspensia independentă cu element elastic hidropneumatic

Autoturismul

Citroen

BX,

primul care are o astfel de suspensie. Toată forţa de lucru este preluată de azot care se află în sfera 1, sub presiune. O membrană separă gazul de uleiul hidraulic,

împărţind

sfera

în

două

fig.2.20. unde diametrul pistonului 7 este de 22 mm, cursa utilă 182 mm. Sfera 1 este montată în capacul 2 al amortizoFig. 2.20

rului telescopic.

Piuliţa 12 se montează pe cilindrul 3 strângând capacul 2 asigurată fiind de şurubul 21 care are rol şi de şurub de etansare. Uleiul hidraulic umple pistonul 7 la interior care îşi exercită presiunea asupra tijei de sprijin 13 sudată de baza cilindrului 6. Pistonul 7 se ghidează în cilindrul 3 cu aj utorul suprafeţei de ghidaj 20 având lungime foarte mare. La marginea inferioară a lungimii de ghidaj se află inelul de eta nşare 19. Pistonul este încărcat axial iar pentru a se evita mersul greoi în c azul depăşirii de toleranţe, presiunea de comprimare va fi preluată de capacul pistonului. Prin aceste măsuri se reduce valoarea forţelor în direcţie radială şi frecarea de înţepenire. Inelul filetat 14 are rolul de etanşare şi ghidare, având pe el montat un inel din material plastic care glisează în c ilindrul 6. Elementele 14 şi 15 preiau momentele laterale şi longit udinale. 26


26/216

5/13/2018



Pe inelul filetat 14 este montat tamponul limitator la tracţiune 9

în timpul destinderii maxime. Acest tampon intră în contact cu partea ferioară a piuliţei 5 pe care sunt tate

dispozitivele

de

ghidare

şi

re 15. Pentru micşorarea frecării în interiorul dispozitivului 15 se află un

inel confectionat din teflon, iar pentru a menţine o ghidare perfectă chiar şi

la apariţia unor mici momente de covoiere ale cilindrului 3 între piesa 5 şi dispozitivul 15 este montat un inel elastic

de

centrare.

La

partea

ioară a dispozitivului 15 este montat un inel tip

O contra impurităţilor.

Burduful 8 are prevăzut două orificii de aerisire 17.

Fig. 2.21

În fig.2.21. se observă modalitatea de asamblare a amortizorului telescopic de aripa interioară prin şuruburile 23. Amortizorul telescopic se

sprijină în fuzeta roţii, poziţionat de către pana 22 din fig.2.47. La comprimare intră în acţiune limitatorul de comprimare 11 făcând contact cu inelul filetat 14. La fiecare cursă de comprimare se produce o suprapresiune în spatiul 23, iar uleiul pierdut pe lângă inelul de etansare 19 se recuperează prin ventilul de recuperare 10. Pentru obţinerea unei lungimi mai mari de lucru s-a adus înspre partea superioară tamponul 4 şi elementul 18. Se mai observă montarea oblică a axului 25 al braţului inferior de ghidare cu scopul diminuării tangajului. Suspensia fiind foarte moale, şi pentru a menţine în limitele normale momentul de ruliu al caroseriei bara stabilizatoare 26 are diametrul 22,5 mm fiind legată prin intermediul tijelor 27 de către braţul inferior de ghidare. Colierul 29 montează bara stabilizatoare 26 pe suportul 28. Ca şi arcurile elicoidale elementele elastice hidropneumatice preiau forte numai pe verticală. 27


27/216

5/13/2018



În fig.2.22. este dată soluţia elementului elastic hidropneumatic a firmei constructoare

Citroen, compus din semisfera superioară

12 în care se află azot sub presiune şi semisfera

inferioară care face corp comun cu cilindrul 5 în care se află lichid hidraulic. Cele două volume

ale semisferelor sunt delimitate de membrana 2. Umplerea cu azot se face pe la orificiul de u mplere 1. Conducta de lichid 11 comunică cu cilindrul 5 în care lucrează pistonul 10 sprijinit pe tija amortizorului telescopic 8, tijă care intră în contact cu braţul de ghidare. Lichidul scăpat pe lângă sistemul de etanşare 7 este recuperat cu ajutorul returului 9. În timpul comprimării su s

Fig. 2.22

pensiei uleiul este comprimat de către piston

prin ventilul 4 al amortizorulului telescopic în interiorul semisferei inferioare acţionând asupra membranei 2 şi a azotului. În timpul destinderii azotul f iind comprimat acţionează prin intermediul membranei asupra lichidului h idraulic refulându-l în interiorul cilindrului 5.

2.1.4 Suspensia independentă cu element elastic mixt

Suspensia independentă în trepte este realizată, în general, prin combinarea a două tipuri diferite de elemente elastice şi care au de obicei legi diferite de variaţii a rigidităţii în funcţie de sarcină. Scopul acestor su spensii este obţinerea unei caracteristici elastice neliniare. În anul 1984 firma Mitsubishi aduce modelul Galant Royal pe piaţa europeană cu o suspensie combinată între arcuri elicoid ale şi element elastic pneumatic, prezentat în fig.2.23. Elementul elastic pneumatic având rol de element elastic suplimentar (corector de rigiditate), întrebuinţat împreună cu amortizorul telescopic, este un arc cav din cauciuc. Introducerea arcurilor cave din cauciuc, ca arcuri suplimentare în suspensia autoturism elor, contribuie la îmbunătăţirea confortabilităţii şi la mărirea durabilităţii ar28


28/216

5/13/2018



curilor

principale.

Amortizorul

telescopic

crează după principiul amortizoarelor telescopice bitubulare. Această construcţie a suspensiei face posibilă reducerea momentului de ruliu şi a tangajului (frânare sau tracţiune). Trecerea de pe poziţia moale pe poziţia dură se poate face manual sau automat. Partea pneumatică 2, 3 având şi rolul de a r egla nivelul vehiculului faţă de sol astfel încât la viteza de deplasare de 90 Km/h să realizeze micşorarea gărzii la sol. Astfel la viteze mari de d eplasare sau la frânări brusce ventilul 4 al amortizorului telescopic va fi acţionat în fracţiuni de secundă de către tija de acţionare 9 prin răsucirea ei, care se află în interiorul tijei 8 a amorFig. 2.23

tizorului telescopic. Elementul de lucru 1 acţionează ventilul principal 5, ventilul de ocolire 6 şi ventilul de r efulare 7. Camera secundară 2 se înfăşoară pe elementul pneumatic 3.

De reţinut este faptul că arcurile cave din cauciuc au capacitate mare de a disipa energia, sunt uşor de

Fig. 2.24

montat în suspensie, au rezilienţă mare şi histerezis destul de mic.

2.1.5 Bare stabilizatoare

La autoturisme, în funcţie de tipul suspensiei se folosesc bare st abilizatoare simple, dar cu formă constructivă diferită în funcţie de soluţia 29


29/216

5/13/2018



constructivă, având ca scop micşorarea oscilaţiilor de ruliu şi mărirea stab ilităţii autoturismului în viraje. Stabilizatoarele sunt în general bare de răsucire dispuse transversal faţă de axă longitudinală a autovehiculului şi se fixează direct sau prin pârghii intermediare de braţele de ghidare ale suspensiilor independente. În fig.2.24 este prezentat modul de montare al unei bare stabilizatoare 1. Aceasta este legată la capete prin intermediul tijelor 6, de braţele suspensiei 2 şi 3, iar în partea centrală de cadrul autoturismului prin bucşele de cauc iuc 4 şi 5. Datorită înclinării autoturismului în timpul virajelor, cele două c apete ale stabilizatorului se rotesc în sensuri diferite, ceea ce duce la torsionarea barei 1. Rezistenţa la răsucire a barei stabilizatorului reduce tendinţa de înclinare spre exteriorul virajului a caroseriei, prin limitarea comprimării suplimentare a arcului exterior virajului şi a destinderii celui din interior. Dacă deplasările verticale ale celor două roţi sunt egale, bara stabilizatoare 1 se va

Fig. 2.25

roti în bucşele de cauciuc 4 şi 5 fără a se deforma. Cele mai răspândite stabilizatoare sunt de formă U şi pot fi montate atât anterior cât şi posterior faţă de punte. 30


30/216

5/13/2018



Diferite forme constructive de stabilizatoare sunt prezentate în fig.2.25 iar în anexa 2 fig.2.5 sunt prezentate barele stabilizatoare folosite în timpul probelor. Poziţiile e, f, g, reprezintă stabilizatoare folosite la autoturismele Mercedes modelele 190 şi 190 E cu diametrul de 22 mm, realizate de fabrică constructoare Krupp Bruninghaus. Materialul folosit este sârma de oţel pentru arcuri, modelată la rece.

2.2 Sisteme de direcţie În cazul autovehiculelor, conducătorul auto trebuie să menţină d irecţia de deplasare prin intermediul modificării unghiului de rotaţie al vol anului. Cu toate acestea, nu putem spune că există o relaţie între unghiul de rotaţie al volanului şi modificarea efectivă a direcţiei de deplasare a autovehiculului, deoarece corelarea următorilor factori nu este definită de o funcţie liniară. În figura 2.26 se prezintă răspunsul întârziat al roţii dreapta, atunci când volanul se brachează cu 100° în timp de 0.2 secunde, cunoscut ca pas de virare. La roţi se generează unghiul de alunecare α f = 7° la ambele roţi. Se ţine cont şi de un unghi α r foarte mic la roţile punţii spate. Pe parcursul p erioadei de măsurare, acest unghi este mai mic decât α f .:

• Revenirea la poziţia neutră a volanului; • Modificarea unghiului de bracare al roţilor de direcţie; • Dezvoltarea forţelor laterale la nivelul pneului; • Modificarea direcţiei de deplasare.

Fig. 2.26

31


31/216

5/13/2018



Acestea rezultă din caracteristica elastică a componentelor struct urii autovehiculului. Pentru a menţine sau schimba poziţia de deplasare a unui autovehicul, conducătorul auto trebuie să corecteze în permanenţă u nghiul de rotaţie a volanului. Pentru a face acest lucru, conducătorul auto va trebui să ţină seama de o serie de informaţii, altele decât percepţia vizuală (modificarea vizibilă a direcţiei de deplasare). Aceşti factori, includ spre exemplu mişcările caroseriei (masa suspendată), percepţia referitoare la propria poziţie în scaun (acceleraţia transversală) şi momentul de rotaţie în r aport cu centrul de masă. Conducătorul auto primeşte cea mai importantă informaţie de la momentul de giraţie, moment care îi furnizează un feed back al consecinţelor forţelor care acţionează asupra roţilor. Prin urmare, funcţia sistemului de direcţie este de a converti u nghiul de virare al volanului într-o corespondenţă cât mai fidelă cu unghiul de bracare al roţilor, şi în aceeaşi măsură de a realiza o interdependenţă între poziţia roţilor directoare şi unghiul la volan. Aceasta se manifestă prin momentul de actualizare aplicat de conducătorul auto, prin intermediul mec anismului de direcţie figura 2.16, care transformă momentul de antrenare de la un capăt în forţă de împingere la celălalt capăt, forţă ce se aplică braţului fuzetei 4 prin intermediul bieletelor 5. Acestea sunt fixate la ambele extremităţi prin articulaţii sferice şi realizează mome ntul de rotaţie comandat prin intermediul coloanei volan. Rotaţia se realizează în jurul axei EG, numită axa pivotului. În figura 2.27 se prezintă un s istem de direcţie şi suspensie cu bielete lungi şi casetă de direcţie; un capăt al casetei este legat c inematic de melcul de antrenare şi este fixat cu bridă. B ieletele sunt legate cinematic cu amortizoarele, prin intermediul unor braţe care conţin articul aţii sferice. Pe axul drept se observă o greutate adiţională, greutate ce are rolul de a prelua vibraţiile. Bara antiruliu uneşte partea inferioară a braţelor. Pentru eficientizare, partea posterioară Fig. 2.27

32


32/216

5/13/2018



a barei a fost concepută mai înaltă decât punct ele de fixare cu braţele transversale.

2.2.1 Sistemul de direcţie în cazul suspensiilor independente

Fig. 2.28

Dacă avem un sistem de antrenare care implică o mişcare de rotaţie, spre exemplu axele cuplajului (şurubul conducător 4 şi articulaţia braţului 5 din figura 4.15) sunt la un unghi de 90° una faţă de cealaltă, în cazul suspensiei independente, interioarele braţelor sunt conectate cu levierul de direcţie 3, respectiv levierul 1 figura 2.28. În figura 2.28 se prezintă un s istem de direcţie simetric legat cinematic cu mecanismul de suspensie. În ca-

zul autovehiculelor cu poziţionarea pe partea dreaptă a volanului, acţionarea casetei de direcţie este în partea dreaptă. Braţul 3 şi levierul 4 se rotesc în aceeaşi direcţie. Bieleta 6 uneşte cele două braţe. După cum se vede, elementele 4 şi 5 sunt conectate prin intermediul braţului 6. În cazul mecani smului de direcţie cu pinion şi cremalieră, este mai economic să se fixeze bieletele 7 cu capătul cremalierei.

Fig. 2.29

33


33/216

5/13/2018



Figura 2.29 prezintă soluţia cu pinionul, cremaliera şi triunghiul de legătură, poziţionate în spatele punţii. Biel etele sunt legate cinematic cu capetele de cremalieră 7 într-o parte şi cu braţele portfuzetă 4 în cealaltă.

2.2.2 Sistemul de direcţie în cazul punţii rigide

Mecanismul de direcţie cu pinion şi cremalieră nu reprezintă sol uţia cea mai adecvată în cazul suspensiei cu punte rigidă, din cauza variaţiei longitudinale ca rezultat al mişcării de comprimare a suspensiei. Mişcarea relativă dintre roată şi caseta de direcţie provoacă bracarea indusă. Prin urmare se folosesc numai cas ete de direcţie cu mişcare circulară. În c azul punţii rigide, în plus faţă de braţele 4 sunt necesare doar bara de conexiune 3, braţul intermediar 5, Fig. 2.30

bara de comandă 10 pentru a face posibilă virarea roţilor. Dacă se utilizează soluţia cu arcuri foi, acestea treb uie să fie perfect aliniate în direcţie longitudinală, iar vertical să fie de asupra barei 5 la mişcarea rectilinie a vehiculului. Unghiul de virare λ este un factor esenţial în relaţia dintre raza de virare interioară şi exterioară. Braţul fuzetei 11 este fixat prin intermediul unui cuplaj sferic, figura 2.30, de bara longitudinală de direcţie 3 care face legătura între elementul 11 şi levierul de direcţie 10. În momentul bracării spre stânga, braţul este supus unui efort de tracţiune şi roteşte simultan ambele roţi, iar în momentul bracării spre drea pta braţul 3 este supus unui efort de comprim are. Un singur braţ face conexiunea între cele două roţi (bara transversală de direcţie). Fig. 2.31

34


34/216

5/13/2018



Figura 2.31 prezintă vederea laterală a punţii faţă rigide. Se observă curbele de mişcare 9 şi 7 la dezbaterea suspensiei. Forma curbei 7 este determinată de extremitatea laterală a foii principale a arcului lamelar şi poate fi determinată din deplasarea arcului măsurând modificarea în lung ime atunci când se ataşează o încărcătură (sarcină) şi apoi se înlătură. În cazul suspensiilor cu arcuri foi, cuplajul 10 al levi erului de direcţie, levier legat direct de caseta de direcţie 1, trebuie poziţionat astfel încât atunci când puntea este la cursa maximă de comprimare a suspensiei, articulaţia inferioară 12 să descrie un arc de cerc identic cu arcul de cerc 9 arc descris de centrul punţii frontale. Arcul de cerc 9, trebuie să fie identic cu curba 7, în caz co ntrar există pericolul de a rezulta o convergenţă zero atunci când suspensia realizează cursa maximă (spre exemplu în momentul virării – figura 2.32). Dacă puntea rigidă are în componenţă şi o bară de tip Panhard, la un capăt prinsă de caroserie iar celălalt este legat la punte pentru a permite deplasări doar pe verticală ale roţ ilor şi nu longitudinale, bara transversală de direcţie trebuie să fie paralelă cu bara Panhard. Construcţia sa este similară celei cu a braţului intermediar preze ntat în figura 2.39, fiind necesară posibilitatea ajustării lungimii ei, iar la capete prinderea se face prin intermediul a două articulaţii sferice.

2.3 Mecanismul de direcţie

Mecanismele de direcţie au rolul de a asigura deplasarea roţile directoare, respectiv a autoturismului, pe traiectoria dorită. Poziţionarea roţilor se face cu ajutorul unor mecanisme cu pârghii articulate, la baza cărora stau lanţuri ci-

Fig. 2.32

nematice cu patru, şase sau opt elemente. Deoarece axele pivoţilor nu sunt paralele, axele pivoţilor fiind şi axele cuplelor de legătură la puntea autoturismului, rezultă că mecanismul 35


35/216

5/13/2018



de direcţie este un mecanism articulat spaţial. Bielele patrulaterelor spaţiale care compun mecanismul de direcţie sunt legate de levierele fuzetelor prin articulaţii sferice.

Pentru că mecanismul de direcţie să asigure

virarea autoturismului după aceiaşi lege şi la stânga şi la dreapta, se impune ca el să fie simetric faţă de axă longitudinală a autoturismului. În cazul suspensiei independente, mecanismele direcţiei au la bază lanţuri cinematice cu şase sau

Fig. 2.33

opt elemente, lanţul cinematic cu patru elemente este incompatibil cu deplasarea roţilor în plan vertical fig.2.33.

2.4 Mecanismul de direcţie cu pinion şi cremalieră 2.4.1 Avantaje şi dezavantaje

Acest mecanism de direcţie cu mişcare de translaţie, este utilizată atât la vehiculele de dimensiuni mici şi medii, cât şi în construcţia celor de

mare capacitate şi de viteză şi aproape la toate tipurile de vehicule cu sistem de suspensie independent. Avantajele faţă de mecanismele cu melc şi roată melcată sunt:

• construcţie simplă; • costuri reduse la fabricaţie; • uşor de manevrat datorită nivelului ridicat de eficienţă; • contactul dintre cremalieră şi pinion nu prezintă jocuri libere şi se păstrează un grad ridicat de autocorelare a jocului, figura 2.36;

• bieletele pot fi prinse direct la extremitatea cremalierei; • conferă elasticitate redusă mecanismului de direcţie; • compact; • nu necesită braţ intermediar (inclusiv lagărele);

36


36/216

5/13/2018



• se poate limita cursa cremalierei şi de aici unghiul maxim de bracare. Ca dezavantaje pot fi amintite:

• sensibilitate mare la impact; • tensiuni ridicate în cazul forţelor unghiulare în bielete; • se poate resimţi foarte uşor cea mai mică schimbare a caracteristicilor de funcţionare ale mecanismului de direcţie (mai ales în cazul autovehiculelor cu tracţiune anterioară);

• lungimea bieletei este uneori prea mică în cazul soluţiei de fixare la capătul cremalierei; lierei;

• mărimea unghiului de bracare este dependentă de cursa crem a• uneori necesită braţe de lungimi mici, rezultând astfel forţe mai

mari în întreg mecanismul de direcţie;

• reducerea manevrabilităţii în condiţii critice (de exemplu în timpul manevrelor de parcare), dacă nu dispune şi de un mecanism de amplif icare a forţei de acţionare;

• nu poate fi folosit la punţile rigide.

2.4.2 Tipuri constructive

Există în prezent patru tipuri constructive de mecanism pinion – cremalieră, figura 2.34 şi anume:

1. Pinionul de antrena-

re nu este poziţionat pe axa longitudinală de simetrie a vehiculului (în poziţionare stânga pentru vehiculele cu volanul pe stânga, şi respectiv dreapta la vehiculele cu volanul pe dreap-

Fig. 2.34

37


37/216

5/13/2018



ta), iar bieletele se înşurubează direct în c apătul cremalierei. 2. Pinionul de antrenare este poziţionat pe axa longitudinală de

simetrie a vehiculului, iar bieletele se montează la fel ca în cazul anterior.

3. Pinionul de antrenare este poziţionat lateral (dreapta sau stânga

la fel ca în cazul 1), iar bieletele sunt fixate simetric faţă de axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. 4. Pinionul poziţionat lateral faţă de axa de simetrie a vehiculului,

iar ambele bielete sunt fixate pe o parte a cremalierei, figura 2.15 acest mecanism mai poartă denumirea de „direcţie scurtă”.

2.4.3 Mecanism de direcţie (fără bielete)

Fig. 2.35 a

Soluţia constructivă de tip 1 prezentată anterior este cea mai si mplă soluţie, care necesită spaţiu redus, capetele bieletelor sunt fixate la extremităţile cremalierei, figura 2.35, iar atunci când roţile sunt bracate, datorită poziţionării geometrice a roţilor apare un moment de revenire care produce o răsucire a cremalierei în jurul axei sale de simetrie. Există posibilitatea de a poziţiona arborele pinionului faţă de coloana volan, figurile 2.50 şi 2.55, facilitând astfel conectarea lor. Dacă se foloseşte un braţ intermediar, figura 2.52 se poate prelua şocul la nivelul acestui element constructiv în cazul unui accident. Dacă se realizează o vedere a mecanismului din lateral, întregul mecanism este rotit (spre exemplu în jurul axei y). Etanşarea cremalierei prin intermediul unor burdufuri elastice, figura 2.35, face posibilă şi lubrifie-

Fig. 2.35 b

38


38/216

5/13/2018



rea lierei

permanentă cu

a

vaselină

tentă, ale cărei caracteristici trebuie să se păstreze în intervalul de temperatură de -40°C şi +80° C. Este important de notat că dacă un burduf se distruge, lubrifiantul iese din interior, permiţând toto-

dată pătrunderea impurităţilor din mediu îngreu-

Fig. 2.36

nând manevrarea cremalierei, conducând chiar la blocarea acesteia. De ac eea este importantă verificarea şi menţinerea intactă a burdufurilor de protecţie. Figura 2.36 reprezintă secţiunea soluţiei constructive la care jocul dintre pinion şi cremalieră poate fi cu uşurinţă îndepărtat, dar şi corectat pentru a menţine un nivel optim de preluare a şocurilor. Pinionul de antr enare 8 se sprijină la un capăt pe rulmentul cu ace 9, iar la celălalt pe ru lmentul cu bile 7 radial-axial. Pătrunderile de praf şi impurităţile mecanice sunt împiedicate de garnitura 6 poziţionată în bucşa filetată 5 şi de c apacul din cauciuc 4.

La autovehiculele cu volanul poziţionat pe stânga, cremaliera 10 se sprijină la extremitatea dreaptă pe un inel din material plastic, iar partea stângă este fixată prin intermediul unui element de ghidare 3, care realizează forţa necesară de apăsare între pinion şi cremalieră. În cazul vehiculelor cu volanul pe partea dreaptă, soluţia constructivă este inversată. Partea concavă a ghidajului 3 nu permite mişcări radiale ale cremalierei. În mome ntul bracării, atunci când avem de -a face cu momente de rotaţie destul de mari, care pot conduce la o reducere a dimensiunii petei de contact în a ngrenajul pinion – cremalieră, elementul de ghidare 3 are rol de a menţine un joc prestabilit. În acest scop, partea inferioară a acestui element se fixează cu şurubul 1, distanţa dintre cele două elemente fiind de maxim 0.12 mm. 39


39/216

5/13/2018



Funcţie de mărimea mecanismului de direcţie, arcul elicoidal 2 are o forţă iniţială de tensionare de 0.6 – 1.0 kN, forţă necesară pentru a asigura un contact continuu între pinion şi cremalieră şi a compensa micile defecte de fabricare ce pot să apară în timpul prelucrării danturii. Pentru a asigura un răspuns corect şi un feed-back corespunzător al direcţiei, forţele de freca-

re dintre cremalieră şi cuzinetul 3 trebuie să fie cât mai mici.

2.4.4 Mecanism de direcţie

După cum se vede în figura 2. 27, în cazul mecanismului McPherson, modalitatea de fixare a bieletelor pe braţul port-fuzetă şi poziţionarea suporţilor de amortizoare, face ca bieletele să trebuiască să fie înd epărtate de centru dacă se vrea ca să se monteze caseta de direcţie la o înă lţime mai mare. În acest caz bieletele trebuie să fie foarte lungi pentru a putea preveni bracarea indusă în timpul rulării roţilor. Figura 2.37 prezintă o vedere de sus a casetei de direcţie pentru autoturism. În raport cu axa punţii este poziţionată posterior, iar caseta de direcţie este într-o poziţie relativ superioară. Din acest motiv bieletele trebuie

Fig. 2.37

40


40/216

5/13/2018



fixate la mijloc şi cu o formă curbă pentru ca să nu existe pericolul de a i ntra în contact cu caseta de direcţie în timpul virării. Elementul de ghidare prin canelură previne răsucirea cremalierei. La interior, ambele bielete au un cuplaj elastic tip flexibloc; se remarcă şi distanţa a care provoacă momentul de încovoiere şi de răsucire în timpul o scilaţiilor roţilor. Cele două şuruburi 6 sunt fixate rigid între ele prin şaibe de siguranţă. Dacă se slăbesc şuruburile 3 şi 4 se poate regla convergenţa roţ ilor prin modificare poziţiei elementului filetat 5. Caseta de direcţie are două puncte de fixare pe caroserie, care sunt la distanţe relativ mari şi care preiau forţele şi momentele laterale cu o minimă încovoiere. De asemenea se observă jocul permis s . Cuplajele inferioare sunt fixate la centrul autovehiculului, chiar pe cremalieră, sau prin intermediul unui suport cu rol de amortizare, care la rândul lui este fixat pe cremalieră. Proiectantul trebuie să se asigure ca nu cumva cremaliera să se răsucească ca urmare a momentelor de rotaţie ce apar în exploatare. Când roţile efectuează mişcarea pe verticală, bieletele sunt la rândul lor deplasate cu un anumit unghi, acest lucru se poate întâmpla şi în momentul virării. Distanţa efectivă a dintre capătul de legătură al bieletei şi centrul de simetrie al cremalierei, prezentată în figura 2.37, formează un braţ care poate provoca un moment de răsucire al casetei. Cele două elemente de ghidare care glisează pe caneluri în interiorul casetei împ iedică mişcarea de răsucire a acesteia. Astfel, dacă jocul este redus, deplas area cremalierei va fi greoaie, iar dacă jocul este prea mare atunci pot să ap ară zgomote în timpul deplasării. Din cauza faptului că forţele care intervin în mecanismul de dire cţie au punctul de aplicare la o distanţă destul de mare faţă de prinderea de cremalieră pot să apară deformaţii elastice în mecanismul de suspensie ş i amortizare. Rezultatul direct este înrăutăţirea maniabilităţii.

41


41/216

5/13/2018



2.5 Mecanism de direcţie cu bile 2.5.1 Avantajele şi dezavantajele construcţiei

Fig. 2.38

Vederea de sus a sistemului de direcţie este prezentată în figura 2.38. Bara de direcţie şi bieletele sunt fixate de braţul de comandă şi cel de

sprijin, iar la celălalt capăt, bieletele sunt cuplate cu braţul portfuzetă, rezu ltă astfel un mecanism patrulater simetric. Bara anti -ruliu este fixată de braţul inferior fixat la rândul lui de lonjeron prin intermediul a doua flexiblocuri. Rigiditatea acestor bucşi împreună cu poziţia înclinată a bielet elor (vederea de sus) face ca la virare să rezulte o reducere a forţelor necesare pentru bracare. De aici rezultă şi comportamentul subvirator. Amortizoarele sunt fixate de articulaţia de direcţie, decalarea negativă a axei pivotului fiind

de r σ = -14 mm. Casetele de direcţie cu mişcare de rotaţie sunt dificil de montat în cazul autovehiculelor cu puntea faţă motoare, iar în cazul unei concepţii cl a-

Fig. 2.39

42


42/216

5/13/2018



sice a unui vehicul cu suspensie independentă, este necesară introducerea

braţului 1 (figura 2.28) şi a levierului de legătură 6 pentru a realiza conect area cu braţul de comandă 4, bieletele sunt ajustabile şi au la ambele extr emităţi articulaţii sferice, figura 2.39-2.40. Acest tip de mecanism este mai complicat în cazul autoturismelor cu suspensie independentă şi mult mai costisitoare decât soluţia cu pinion şi cremalieră, totuşi conferă o mai mare elasticitate. Configuraţia unei bielete reglabile, cu articulaţii sferice prelubrifiate şi tijă rezistentă la încovoiere este prezentată în figura 2.39. Interiorul acestei tije este filetată la ambele capete, într -o parte cu filet stânga iar cealaltă are filet dreapta. Lungimea poate fi ajustată cu ±10 mm. Când co nvergenţa este în limitele prescrise, este posibil ca lungimea bieletelor să dif ere stânga faţă de dreapta, rezultând necesităţi de virare diferite la cele două roţi, de aceea este necesar ca tija centrală să fie simetric înfiletată la cele două extremităţi. Această soluţie este adoptată în cazul punţilor rigide frontale. Comparând cele două soluţii constructive (fără mecanism de servoamplificare) rezultă o serie de avantaje:

• poate fi folosită în cazul punţilor rigide, figura 2.30; • posibilitatea de a prelua forţe foarte mari; • unghi de virare foarte mare – arborele casetei de direcţie poate să realizeze o rotaţie de până la 45°, care la rândul ei poate fi amplificată prin raportul de virare;

• se pot folosi bielete mai lungi; • rezultă sarcini mici la nivelul braţului de comandă şi le cel intermediar în cazul în care apar forţe diagonale la bielete; • se pot realiza bielete de orice lungime şi formă, obţ inând astfel o cinematică a mecanismului de direcţie care să permită un raport de virare i s cu creşterea unghiului de virare. Forţele necesare pentru manevrare pe loc sunt reduse. Figura 2.40 prezintă un cap de bară utilizat în cazul autoturismel e şi utilitarele uşoare. Carcasa 1 are un filet foarte fin (M14x1.5 sau M22x1.5) şi este realizată din oţel de recoacere C35V. 43


43/216

5/13/2018



Suprafaţa de oţel călit 41Cr4V se foloseşte pentru real izarea extremităţii sferice a rotulei 2. Elementul efectiv al lagărului –

o parte a cochilei 3 realizată din

polyacetal (Delrin) – înconjoară sfera; capacul 4 asigură etanşarea. Burduful din cauciuc sau po-

Fig. 2.40

liuretan 5 este fixat de inelul elastic 6 pe carcasa 1 şi de un alt inel elastic 7 pe tija rotulei (cep). Cepul are la partea inferioară un alezaj fin 8 pentru as igurarea piuliţei filetate cu splint. 2.5.2 Caseta de direcţie

44

Fig. 2.41


44/216

5/13/2018



Figura 2.41 exemplifică o casetă de direcţie cu bile; în prezent cu excepţia unor cazuri particulare, aceasta se montează doar împreună cu un mecanism de amplificare. Fixarea braţului de comandă 9 se realizează prin intermediul unei danturi conice. Arborele de comandă 4 are un filet rotund prin care rulează bile de rulment. Când volanul se roteşte aceste bile antrenează manşonul 5. Bilele care ies din filet, fie prin partea superioară fie prin cea inf erioară, funcţie de sensul de rotaţie al volanului, sunt readuse în poziţie prin intermediul tubului 6. Manşonul 5 este danturat pe o parte, care vine în contact cu se ctorul dinţat 7 şi astfel cu arborele de ieşire 8. Văzut din lateral, poziţia uşor unghiulară a casetei poate fi văzută în partea superioară dreapta. A cest lucru este necesar pentru ca bolţul de aliniere 1 să anuleze jocul roţilor la mers rectiliniu, prin ajustare axială. Dacă apare un joc în rulmenţii cu bile 2 şi 3, piuliţa de strângere trebuie eliberată şi capacul re strâns. În practică se găsesc foarte puţine construcţii de limuzine mari c are folosesc acest tip de sistem fără mecanism de amplificare. Din raţiuni de confort, s-au introdus mecanisme asistate hidraulic atât la autoturisme cât şi la autoutilitare.

2.6 Mecanisme de amplificare

În ultimii ani aceste mecanisme au devenit din ce în ce mai utiliz ate la autovehicule, datorită creşterii greutăţii pe puntea faţă pe de o parte şi tendinţa realizării uşurinţei în manevrare pe de cealaltă. Cu excepţia unor vehicule de clasă foarte mică mecanismele de amplificare sunt fie opţionale fie, de cele mai multe ori, incluse ca standard în echiparea autoturismelor. Mecanismele de direcţie cu acţionare manuală sunt folosite ca bază pentru cele asistate, profitând de avantajul că legăturile mecanice între volan şi roată, cu toate componentele păstrate cu sau fără echipament auxiliar de amplificare. Momentul la volan aplicat de conducătorul auto este sesizat de un sistem de măsură localizat în zona de intrare a arborelui în caseta de direcţie sau pe coloana volan şi se introduc forţe suplimentare în sistem. 45


45/216

5/13/2018



Acestea urmează o curbă caracteristică (caracteristică de supapă) sau familie de curbe, funcţie de valoarea momentului de rotaţie al volanului dacă se ţine cont şi de alţi parametri, viteza de deplasare spre exemplu. Ajutorul pentru mecanismul de direcţie este în felul acesta redus realizând un contact cât mai bun între roată şi calea de rulare.

2.6.1 Sisteme hidraulice de amplificare

Mecanismele cu asistare hidraulică sunt cele mai utilizate. Metoda de folosire a lichidului sub presiune pentru a spori efectul de amplificare a forţei, servomecanismul este destul de sofisticat şi foarte avantajos în ceea ce priveşte costurile, spaţiul necesar şi greutatea. Sensibilitatea la mişcare produsă de suprafaţa drumului şi de aici efectul vibraţiilor torsionale ce se resimte la nivelul mecanismului de direcţie este redus considerabil, mai ales la nivelul pinion-cremalieră. Acest lucru poate fi atribuit proprietăţii de autoamortizare a sistemului hidraulic. Poate fi de altfel şi motivul pentru care este posibil ca amortizarea să se realizeze şi cu ajutorul unui amortizor montat pe caseta de direcţie la autovehiculele cu mecanism de direcţie cu pinion -cremalieră, având în vedere că acesta este necesar pentru acelaşi tip de vehicule dar cu casetă manuală.

În figura 2.42 este ilustrat sistemul hidraulic de amplificare, sem-

Fig. 2.42

46


46/216

5/13/2018



nificaţiile notaţiilor fiind următoare: 1 – pompa hidraulică acţionată de motor prin intermediul unei curele trapezoidale, 2 – conducte de înaltă presiune, 3 – circuit de răcire, 4 – conducta de retur, de la supapa de pe carcasa pinio-

nului la pompă, 5 – caseta de direcţia cu acţionare externă, 6 – bloc supape, 7, 8 – circuite de presiune spre cilindrul de lucru, 9 – coloana volan cu arbore intermediar, 10 – volan. Pompa de lichid hidraulic este antrenată direct de motor şi gen erează în mod constant presiune. Deoarece mecanismele hidraulice sunt co ncepute astfel încât este permanent disponibil un volum suficient de mare de alimentare pentru a face faţă şi unor manevre extreme de virare chiar şi în condiţii de turaţie redusă a motorului, sunt necesare supape de limitare a debitului. Acestea limitează debitul de alimentare la aproape opt litri pe minut pentru a preveni pierderile hidraulice care ar apărea la turaţii mari ale motorului. Funcţie de schema constructivă a mecanismului de direcţie şi concepţia pompei, se aşteaptă la un consum suplimentar între 0.2 şi 0.5 litri la suta de kilometri. Subansamblurile care sunt introduse în mecanism pentru a furniza putere suplimentară sunt prezentate în figura 2. 42. Lichidul hidraulic sub presiune ajunge din pompa 1 prin intermediul conductei de înaltă presiune 2 şi a circuitului de răcire 3 direct în casetă prin blocul supapelor 6 localizat în carcasa pinionului. Aici, funcţie de direcţia de rotaţie a volanului şi a forţelor de rezistenţă la roţi are loc distribuirea lichidului în cilindrul drept sau stâng (poziţiile 7 respectiv 8). Ambii au legătură cu cilindrul de lucru care este integrat în carcasa casetei de direcţie 5. Un piston diafragmă localizat la nivelul cremalierei separă camera de presiune. Diferenţele de presiune generează forţa axială dorită F Pi prin suprafeţele active ale pistonului:

F

=(p

pi

,2 hid

−p

)⋅ A

,1 hid

pi

(2.1)

unde A pi reprezintă suprafaţa efectivă a pistonului, în cazul de faţă

diferenţa dintre piston şi suprafaţa cremalierei, iar p hid1 şi p hid2 reprezintă presiunile ce acţionează pe suprafaţa de lucru. În situaţia în care nu există 47


47/216

5/13/2018



moment de torsiune, spre exemplu la rulare rectilinie, lichidul hidraulic trece din blocul de supape 6 înapoi în pompa 1 prin conducta de retur 4. Principiul de funcţionare al supapei este prezentat în figura 2.43 pe o casetă de direcţie cu bile. În mod asemănător funcţionează şi în cazul unei casete cu cremalieră. Ca în majoritatea casetelor de direcţie cu acţionare hidraulică, măsurarea momentului de răsucire la volan se realizează prin intermediul unei bare de torsiune 17. Această bară uneşte carcasa 5 a supapelor cu pistonaşele 9 şi 10 ale supapelor. Momentul de răsucire de la volan generează un moment de torsiune la nivelul barei 17. Pistonaşele sup apelor se deplasează şi deschide degajările radiale 13 sau 14 funcţie de direcţia de rotaţie. Acesta duce la o diferenţă de presiune între camerele presur izate Dp 1 şi Dp 2 . Forţa axială rezultantă la nivelul pistonului de lucru 2 este calculată cu ecuaţia (2. 2). Deoarece p 2 este şi la nivelul spaţiului interior al pistonului în spatele elementului 5, ariile suprafeţelor sunt aceleaşi în amb ele extremităţi:

F

= pi

p

1 sau 2 ⋅ A pi= hid

p

1 sau 2 ⋅ hid

π⋅ D pi2

(2.2)

4

2.6.2 Mecanisme de amplificare electro-hidraulice

În cazul mecanismelor de amplificare electro-hidraulice, pompa hidraulică antrenată de motor prin intermediul curelei trapezoidale este înlocuită de o pompă acţionată electric. Figura 2.44 prezintă un desen de ansamblu al mecanismului electrohidraulic. Pompa acţionată electric, creează presiunea hidraulică în sistem. Pompa este gestionată electronic, astfel că în cazul în care nu este necesară o suplimentare de forţă, alimentarea cu lichid hidraulic este red usă. Schema funcţională a casetei de direcţie cu bile, în poziţia neutru (deplasare rectilinie) este prezentată în figura 2.43.

48


48/216

5/13/2018



Supapa, pistonul de lucru şi angrenajul mecanic se află în aceeaşi carcasă. Cele două pistonaşe ale supapelor au fost desenate altfel decât pozi-

Fig. 2.43

ţia lor reală pentru a fi uşor de prezentat principiul de lucru. 1 – carcasa casetei, 2 – piston filetat, 3 – cuplaj de prindere, 4 – arbore de direcţie cu sector dinţat, 5 – melc fix cu corpul supapei, 6 – bile, 7 – orificiu de recirculare a bilelor, 8 – supapă de limitare a debitului, 9, 10 – pistonaşele supapelor, 11, 12 – orificii de admisie, 13, 14 – orificii radiale, 15, orificiu de retur, 16 – rezervor de lichid, 17 – bara de torsiune, 18 – pompa hidraulică, 19 – supapă de limitare a presiunii. Sistemul electro-hidraulic din figura 2.44 cuprinde. 1 – pompa acţionată electrică (cuprinde şi rezervorul), 2 – conducta de legătură cu supapa casetei de direcţie, 3 – caseta de direcţie cu pinion şi cremalieră, 4 – bloc supape. 49


49/216

5/13/2018



Fig. 2.44

Alimentarea electrică a pompei prin intermediul conductorilor electrici face posibilă o mai mare flexibilitate în ceea ce priveşte locul de ampl asare a pompei. În figura 2.45, pompa este localizată în imediata vecinătate a casetei de direcţie. Comparativ cu sistemul pur hidraulic, conductele de pr e-

siune pot fi considerabil mai reduse ca dimensiune, şi nu este nevoie de circuit de răcire. Sistemele electro-hidraulice prezintă următoarele avantaje:

• subansamblul care realizează presiunea poate fi poziţionat în imediata apropiere (din considerente de spaţiu şi siguranţă în caz de accident) figura 2.32; • datorită alimentării electrice, surplusul de putere este disponibil chiar şi atunci când motorul este oprit;

• sistemul generator de presiune poate realiza presiunea cerută de cazurile particulare ce pot să apară în timpul conducerii;

• caracteristicile de virare (natura şi mărimea forţei suplimentare, sensibilitatea, dependenţa de viteză) pot fi corectate prin unitatea de control electronic, în mod individual pentru fiecare a utoturism în parte. Sistemul de gestiune este prezentat în figura 2.45. Unitatea generatoare de presiune concepută ca o unitate modulară, poate fi acţionată de diferite motoare electrice de curent continuu (cu sau fără perii), iar pompa va alimenta circuitul cu diferite volume de lichid hidraulic (de la 1.25 până la 1.75 cm3/rotaţie) funcţie de necesitate. Rezervorul de lichid hidraulic este

disponibil atât pentru concepţia orizontală cât şi verticală. Presiunea de lucru este de până la 120 bari, cu un consum maxim de 80 A. 50


50/216

5/13/2018



Fig. 2.45

2.6.3 Casete de direcţie cu amplificare electrică

Înlocuirea sistemului hidraulic sau cel mecanic de amplificare a forţei cu un motor electric oferă avantaje suplimentare în ceea ce priveşte greutatea, spaţiul compartimentului motor, în comparaţie cu sistemul electro-hidraulic din cauza eliminării componentelor hidraulice. Alte avant a je se referă la variaţii pe un domeniu mai mare al suplimentării forţei dator i-

Fig. 2.46

51


51/216

5/13/2018



tă analizei unui sigur parametru şi anume semnalul electric. Figura 2.46 prezintă colana volan cu ansamblul de acţionare ele ctric. 1 – carcasa coloanei volan, 2 – ax volan, 3 – bucşa reglabilă profilată, 4 – potenţiometru rotativ, 5 – servomotor, 6 – melcul de antrenare, 7 – transmisia melcată.

Mecanism de direcţie cu cremalieră

acţionat

electric

este

exemplif icat în figura 2.47. Unitatea servo acţionează direct pe pinionul de antrenare. Ca urmare, mărimea solicitării la care este supus pinionul este direct proporţională cu mărimea forţei indusă de mecanismul electric de asistare, comparativ cu mecanismul mecanic sau hidraulic de asistare. Fig. 2.47

Unitatea electrică de amplificare poate fi montată direct pe co-

loana volan, figura 2.46, pe pinion – figura 2.47 sau pe cremalieră – figura 2.48. Sarcina pe mecanism şi forţa maximă la nivelul cremalierei sunt în

funcţie de soluţia constructivă şi au valori cuprinse între 650 kg sau 6000 N şi 850 kg sau 8000 N respectiv 1300 kg sau 10000 N.

Sistemul are o putere limitată dată de faptul că avem un curent limitat la 12 V. Avantajele se observă în cazul autoturismelor

mici

datorită

cantităţi reduse de ener-

Fig. 2.48

52


52/216

5/13/2018



gie. Pentru o utilizare eficientă şi cu avantaje asupra comport amentului la virare este necesară o tensiune de 42 V. Din figura 2.46, se poate observa principiul de funcţionare al ansamblului servo-direcţie. Angrenajul melcat 7, din material plastic, este în legătură cu axul volan 2. Acesta este antrenat de melcul 6, care la rândul lui este cuplat cu arborele motorului electric 5. Momentul de rotaţie de la volan

produce un moment de torsiune la nivelul braţului de torsiune mascat în această figură de bucşa 3. Axul volan este angrenat axial la partea superio ară cu volanul prin caneluri şi cu braţul de torsiune în partea inferioară. Pe măsură ce arborele se ridică, bu cşa 3 realizează o mişcare axială pe coloana volan proporţională cu răsucirea braţului de torsiune. Această mişcare axială este transmisă potenţiometrului rotativ 4 prin intermediul unei fante. Servomotorul controlează forţa de amplificare după o nomogramă introdusă în memoria unităţii electronice de control, funcţie de momentul la volan şi viteza de deplasare. Mecanismul de direcţie acţionat electric este prezentat în figura 2.48. Unitatea servo acţionează direct pe cremalieră. Acest tip se foloseşte în

cazul vehiculelor cu sarcini mari pe axe şi forţe mari de virare. Curentul este de maxim 105 A cu alimentare de 12 V. Dacă se real izează o alimentare de 42 V sistemul are un curent de maxim 35 A.

Fig. 2.49

53


53/216

5/13/2018



Figura 2.49 prezintă mecanismul de direcţie cu acţionare electrică al unui autoturism, în care semnificaţiile notaţiilor sunt următoarele: 1 – ansamblul electromecanic coloană volan, 2 – coloană volan cu arbore intermediar, 3 – caseta de direcţie cu pinion şi cremalieră . Este un mecanism cu transmisie prin coloana volan, spre exemplu axul intermediar transmite întregul moment rezultat din momentul la volan şi cel dezvoltat de motorul electric. Datorită transmiterii directe la caseta de direcţie, acest moment este considerabil mai mare decât momentul transmis fără ajutorul motorului electric, şi de multe ori este necesar să fie luat în considerare atunci când se proiectează dimensiunea elementelor componente care au efect direct asupra performanţei autovehiculului.

2.7 Coloana volan Conform standardului german DIN 70023 şi ISO – nomenclatorul componentelor autovehiculelor – coloana volan constă din tub exterior (cunoscut şi sub denumirea de cămaşă de protecţie) care este fixat de caroserie şi din arborele coloanei volan. Acest arbore este fixat la capete în tubul ext erior prin doi rulmenţi sau lagăre de alunecare, poziţiile 9 şi 10 din figura 2.51 şi are rolul de a transm ite momentul de virare de la volan, aplicat de

către conducătorul auto M H , către caseta de direcţie.

Fig. 2.50

Structura coloanei volan, cu volan concav este prezentată în figura 2.50. Axul volanului este cuplat la caseta de direcţie cu bile prin intermediul unui cuplaj elastic. Poziţia b prezintă comportamentul acestei soluţii co n54


54/216

5/13/2018



structive în cazul unui accident. Se remarcă deformarea zonei gofrate, flexibilitatea casetei şi deformarea datorită preluării energiei de impact la nivelul volanului. Coloana volan cu arbore intermediar este prezentată schematic în figura 2.51. Axul volan telescopic – figura 2.52 – se sprijină în tubul coloanei, la partea inferioară pe rulmentul cu ace 9, iar la cea superioară de ru lmentul cu bile 10. Bolţul pentru blocarea antifurt intră în canalul 5. Axul aproape vertical al pinionului cremalierei este legat de axul volan prin intermediul arborelui 6, cu două cuplaje cardanice 7 şi 8 la ambele extremităţi. Cuplajul inferior este etanşat împotriva pătrunderilor de impurităţi cu ajutorul unui burduf din cauciuc 11.

Fig. 2.51

Fig. 2.52

55


55/216

5/13/2018



Axul volan telescopic (figura 2.52) este alcătuit dintr-o parte inf erioară 1, care este aplatisată la exterior şi tubul 2 aplatisat la interior. Bucşile de plastic 3 asigură atenuarea zgomotelor şi forţa de comprimare predeterminată. Lamela 4 este poziţionată pe axul 1 pentru a permite trecerea curentului electric necesar acţionării avertizorului sonor. Cepul pentru blocarea volanului intră în degajarea prelucrării 5. Coloana volan cu tub deformabil (gofrat) – figura 2.53 Ambele zone gofrate 1 atât ale axului intermediar cât şi în cazul axului telescopic 2 sati sfac cerinţele de siguranţă. Cuplajele cardanice sunt realizate din aliaje de aluminiu.

Deviaţiile unghiulare relativ mici se pot compensa cu ajutorul unui cuplaj cardanic, poziţia 10, în figura 2. 50. Acesta are şi rolul de a elibera coloana volan de forţe în cazul unui impact, iar în cazul mecanismelor asistate hidraulic are şi rol de amortizor de zgomot. Dacă coloana volan nu se alini ază perfect cu arborele pinionului de antrenare a mecanismului casetei de d irecţie, atunci se foloseşte un arbore intermediar, montajul la extremităţi făcându-se prin intermediul cuplajelor cardanice universale, poziţia 6 în f igura 2.52. Construcţia cu decuplare în caz de impact este prezentată în figura 2.54. Pe axul care leagă pinionul casetei cu coloana volan se află o placă

Fig. 2.53

56


56/216

5/13/2018



semi-rotundă. Pe această placă sunt două bolţuri 1 teşite vertical spre po-

dea. Ele fixează cuplajul 2 prins de axul volanului. Tubul exterior al axului volanului este prins de caroserie prin i ntermediul unei console deformabile. În cazul unui impact, consola 3 se deformează iar bolţurile eliberează cupl a jul 2. Axul volan trebuie să fie rigid în ceea ce priveşte rezistenţa la răsucire pentru a menţine o elasticitate redusă a ansamblului. Pe de altă parte împreună cu carcasa sa t ubulară trebuie să fie deformabil în direcţie longitudinală. Trebuie să se realizeze un raport optim pentru ca în cazul unui accident să fie destul de Fig. 2.54

rigid ca să poată să realizeze o forţă de reacţie necesară pen-

tru deschiderea airbagului şi destul de deformabil pentru ca vătămările produse conducătorului auto să fie cât mai reduse. Ca o consecinţă, în unele state din SUA, există reglementări care prevăd ca airbagul să fie căptuşit, pentru protejarea ocupanţilor în cazul în care aceştia nu poartă centura de siguranţă (deşi aceasta este obligatorie). Există trei tipuri constructive de coloană volan care îndeplinesc condiţiile de siguranţă cerute: Motorul electric 3 al coloanei volan reglabile din figura 2.55 antrenează cupla jul sferic

prin intermediul transmisiei 4 care angrenează cu canelura 5 a axului volanului, modificând astfel lungimea volanului (poziţia 1). Pentru o modificare pe verticală Fig. 2.55


57

57/216

5/13/2018



acelaşi mecanism basculează în jurul pivotului 8 prin intermediul braţului 7.

• ax volan cu o zonă gofrată – figura 2.50;

• ax volan telescopic – figurile 2.52 şi 2.53; • ax volan detaşabil – figurile 2.27 şi 2.54. Pentru a mări confortul în timpul deplasării, majoritatea producătorilor au conceput coloana volan ajustabilă fie ca dotare standard fie ca o pţiune. Poziţia volanului poate fi reglată pe verticală şi/sau lungime, poziţiile 1 şi 2 din figura 2.55. După cum se vede în figură, ajustarea poziţiei se poate realiza şi cu ajutorul unui motor electric.

Figura 2.56 prezintă

soluţia cu poziţia verticală a coloanei volan. În cazul unui impact, prima dată cedează volanul urmat de consola de prind ere 1, care este astfel concepută

Fig. 2.56

pentru ca la o anumită forţă să se deformeze prin curbare spre interior. La autoutilitarele uşoare, caseta de direcţie este poziţionată anterior punţii din faţă. Acest lucru face ca între aga coloană volan să fie aproape verticală. În cazul unui accident, prinderea 1 a coloanei volan de caroserie trebuie să fie flexibilă – figura 2.43.

2.8 Amortizoarele de direcţie Amortizoarele de direcţie preiau şocurile şi vibraţiile torsionale de la volan prevenind astfel rotaţia liberă (fără acţiune), în cazul autovehiculelor cu tracţiune anterioară, fenomen ce poate să apară şi în momentul în care conducătorul auto acţionează brusc volanul. Aceste amortizoare cresc niv elul de confort al ocupanţilor şi siguranţa în circulaţie. Mecanismul care l ucrează uniform pe întreaga cursă, permite manevrarea uşoară, dar opreşte oscilaţiile necontrolate ale roţilor atunci când acestea sunt supuse unor per58


58/216

5/13/2018



turbaţii laterale şi/sau longitudinale. În acest caz, dispozitivul de atenuare generează forţe corespunzătoare în concordanţă cu vitezele pistonului. Aceste sisteme de amortizare sunt poziţionate orizontal. În cazul unui mecanism de direcţie pinion-cremalieră, o parte a amortizorului este fixată pe carcasa mecanismului, iar celălalt pe cremalieră. La casetele de d irecţie cu bile, levierul de direcţie, în cazul mecanismelor de suspensie independentă, braţul intermediar sau bara transversală de direcţie în cazul pu nţilor rigide, pot fi utilizate ca puncte de pivotare.

2.8.1 Amortizoare monotub, nepresurizate

În general aceste amortizoare au un piston de 20 – 22 mm diametru, tija acestuia având 8 sau 9 mm. Sunt folosite pentru:

• preluarea vibraţiilor ansamblului motor; • suspensia scaunului conducătorului auto; • preluarea vibraţiilor la nivelul mecanismului de direcţie. Primele două sunt montate vertical şi li se ataşează doar supapa de compresie. Identic sistemului cu tub dublu, acesta asigură presiunea de r ezistenţă la deplasarea tijei pistonului în cursa de revenire. Camera de egal izare se situează deasupra camerei de lucru şi este umplută în părţi egale cu lichid şi aer. Cele două fluide se pot amesteca dacă nu există nici un separator între ele, lucru des întâlnit în cazul amortizoarelor destinate preluării v ibraţiilor motorului. Amortizoarelor ataşate mecanismului de direcţie, nu trebuie să dezvolte forţe de extensie deoarece roţile vor fi forţate să vireze în permane nţă. Amortizoarele sunt montate în poziţie orizontală, astfel că se pot folosi doar amortizoare nepresurizate. Construcţia lor prevede un separator pentru ca fluidele de lucru să nu se amestece. Figura 2.57 prezintă construcţia standard a unui amortizor nepresurizat, la care manşonul flexibil 1 este fixat la exterior pe carcasa 3. Aceasta fixează extremităţile manşonului elastic prin presare pentru asig u59


59/216

5/13/2018



rarea etanşeităţii. În acelaşi timp această măsură împiedică deplasarea la mişcarea maşinii. Când tija 17 a pistonului de deplasează înspre interior, uleiul trece prin orificiile 4 ale supapei din corpul 5 modificând poziţia normal închisă a elementelor mobile ale supapei, care sunt controlate de arcul 7. Volumul dintre tubul 3 şi manşonul 1 lucrează ca o cameră de egalizare. Manşonul 1 îşi modifică forma în momentul în care uleiul trece prin orificiile 9. Blocul de supape 10 la care acţionează în momentul revenirii tijei

Fig. 2.44

pistonului se află montat pe tija pistonului. Inelele 11 de pe piston etanşează cilindrul de lucru 2. Elementul de ghidare 12 al tijei pistonului, scaunul 13 şi discurile 14 sunt situate între cele două degajări inelare. Canalul longit udinal acţionează ca un element de egalizare a presiunii. Bucşele 15 şi 16 asigură montarea. Avantajul acestei soluţii este dat de lungimea scurtă, iar pentru a deplasa tubul 2 în raport cu manşonul 1 şi carcasa 3 este necesară creşterea considerabilă a sarcinii. Tubul carcasei 3 mai lung ar fi dezavantajos.

60


60/216

5/13/2018


Stadiul cercetărilor privind corelarea sistemelor de direcţie şi suspensie

3

Stadiul cercetărilor privind corelarea sistemelor de direcţie şi suspensie la autoturisme

3.1

Necesitatea corelării suspensiei cu direcţia

La punţile directoare articulate, mecanismele suspensiei independente au la bază lanţul cinematic patrulater. Biela mecanismului patrulater de suspensie este şi port -fuzetă, pivotul face corp comun cu biela, astfel că mecanismele de direcţie şi suspensie sunt în legătură directă. Cele două m ecanisme sunt în planuri diferite (aproape perpendiculare), astfel că deşi posedă împreună două grade de mobilitate, nefiind luate în seamă eventu alele grade

de

mobilitate

pasivă,

acestea

se

influenţează

reciproc

[4],[89],[92],[112]. Dezbaterea suspensiei are influenţă nu numai asupra direcţiei, ci se produc şi modificări de ecartament, unghi de cădere, convergenţă, încl inare transversală a pivotului. Se ştie că variaţiile unghiului de cădere şi ale ecartamentului au efecte negative, ca urmare se impune cunoaşterea acestor variaţii, în vederea determinării calităţilor suspensiei şi ansamblului pivotfuzetă-roată. Modificarea convergenţei şi căderii determină apariţia de momente giroscopice. Modificarea acestor mărimi pentru cele două roţi dire ctoare poate fi de aceeaşi valoare şi sens, la deplasări pe verticală ale roţ ilor 61 http://slidepdf.com/reader/full/optimizarea-mecanismelor

61/216

5/13/2018



sau de mărimi şi sensuri diferite, la dezbateri inegale ale suspensiei. Modif icarea maximă apare când o roată este în poziţie maximă superioară, iar ce alaltă în poziţia maximă inferioară admisă de suspensie. La deplasarea rectilinie mecanismul de suspensie influenţează mişcarea roţilor directoare (prin bracarea indusă de mecanismul de suspensie în mecanismul de direcţie) precum şi legea de transmitere reală a meca-

nismului de direcţie (prin bracarea indusă de mecanismul suspensiei în timpul virării autoturismului) [110], [136], [142]. Cinematica şi dinamica autoturismului în viraj depind în mar e măsură de raportul dintre unghiurile de bracare ale roţilor de direcţie, care este determinat de parametrii transmisiei direcţiei [141], [179], [180]. La alegerea raportului optim dintre unghiurile de bracare ale roţ ilor de direcţie se urmăreşte, mai ales, ca uzura anvelopelor să fie minimă. Tr ebuie arătat însă că, acest raport influenţează şi stabilitatea mişcării autot urismului, rezistenţele la deplasarea în viraj şi raza minimă de viraj. Tipul suspensiei şi în special schema elementului de ghidare, inf luenţează mărimea şi valorile relative ale unghiurilor de deviere laterală ale

pneurilor determinând calităţile sub - sau supraviratoare, adică stabilitatea mişcării autoturismului. Tipul suspensiei influenţează şi înclinarea laterală a părţii suspendate sub efectul forţelor transversale [15], [29], [33]. Trebuie precizat că autoturismele parcurg traiectorii curbilinii cu o viteză ridicată şi datorită forţelor centrifuge apar rotiri mari ale caroseriei în jurul axei de ruliu. Ca urmare, suspensia roţii din exteriorul traiectoriei este puternic comprimată, iar suspensia roţii din interior va fi decomprimată. Aceasta face ca unghiurile de bracare ale roţilor să se modifice, ceea ce i mpune un studiu de ansamblu al proprietăţilor cinematice şi dinamice ale punţii din faţă. Bracarea indusă de suspensie la deplasarea rectilinie determină modificarea convergentei-divergentei roţilor directoare, impunând autoturismului o traiectorie şerpuită, fapt ce duce la pierderea stabilităţii mişcării autoturismului. În vederea stabilirii influenţei suspensiei asupra direcţiei, se imp une calculul legii de transmitere a mecanismului de direcţie, atât pentru poz i62


62/216

5/13/2018



ţia normală (autoturismul încărcat normal şi drum fără neregularităţi), cât şi pentru autoturismul gol sau cu încărcătura maximă, pe drum cu denivelări normale şi maxime. Trebuie remarcat faptul că, mecanismele de suspensie independente a roţilor directoare trebuie să facă faţă unor condiţii cinematice şi dinam ice extrem de complexe, ca multiplele cerinţe sunt adesea contradictorii şi că, deci, obţinerea soluţiei optime este o problemă de mare compl exitate, dar şi de mare importanţă (siguranţa traficului rutier).

3.2

Aspecte privind cinematica direcţiei şi a suspensiei

3.2.1 Cinematica roţilor directoare

Pivotul fuzetei este dispus înclinat, faţă de verticală, cu unghiul de fugă şi de înclinare transversală β 0 respectiv α 0 , iar axa roţii este înclinată cu unghiul de cădere γ 0 şi de convergenţă δ 0 . Astfel roata directoare se roteşte în jurul unor axe înclinate în spaţiu, executând o mişcare de rotaţie proprie în jurul axei fuzetei, o rotaţie de bracare în jurul pivotului şi o deplasare pe ver-

Fig. 3.1

ticală împreună cu pivotul. Acestea însă, executându -se în jurul unor pivoţi înclinaţi faţă de sol, obligă puntea autoturismului să se ridice cu o anumită înălţime sau suspensia să se deformeze suplimentar.

63 http://slidepdf.com/reader/full/optimizarea-mecanismelor

63/216

5/13/2018



Punctul de contact K dintre pneu şi calea de rulare, fig.3.1, va de scrie un cerc de rulare cu raza: ρ = K Aoι = Ao K sinφ ο

(3.1)

Ao K = r 2 + f 2

(3.2)

φ o = 90 o −(α o +γ o +τ o ) ; τ o = arc cot g

r f

unde r - este raza roţii şi f - lungimea fuzetei.

Astfel că raza este ρ = ρ 2 + f 2 cos(α o

(3.3)

+ γ o + τ o )

Planul cercului de rază ρ fiind înclinat faţă de calea de rulare cu unghiurile α ο si β ο , la bracarea roţii cu unghiurile θ e siθ i (datorită faptului că punctul K trebuie să descrie linia solului), pivotul se va înălţa cu mărimea p e , respectiv p i : pe

=

p1

− p2

;

pi

=

p1

+ p2

(3.4)

Ridicarea p i este dată de înclinarea transversală α ο ,iar p 2 - de înclinarea longitudinală β ο : p1

= K I sin α o =

r ( 1 − cos θ e , i ) sin α o

p2

= I o I ι sin β o = r sin θ e , i sin β o

(3.5) (3.6)

astfel, la bracarea roţii din exteriorul traiectoriei cu θ e , apare: pe

=

p1 − p 2

=

r ( 1 − cos θ e ) sin α o

−

r sin θ e sin β o

(3.7)

iar la bracarea roţii din interiorul traiectoriei cu θ i apare: pi

=

p1 + p 2

=

r ( 1 − cos θ i ) sin α o

+

r sin θ i sin β o

(3.8)

Proiecţia cercului de rulare pe suprafaţa solului va fi o elipsă cu semiaxa mare ( ρ cos β o ) şi semiaxa mică ( ρ cos α o ) Raza ρ a cercului şi înălţarea p = p i + p e a părţii punţii dinspre interiorul traiectoriei, p

= r sin α o ( cos θ e − cos θ i ) + r sin β o (sin θ i + sin θ e )

(3.9)

sunt necesare la evaluarea momentului necesar bracării, respectiv a mome ntului de autorevenire a direcţiei. 64


64/216

5/13/2018



3.2.2 Cinematica mecanismului de direcţie

3.2.2.1 Influenţa tipului casetei de direcţie şi a poziţiei pe

autovehicul

Fig. 3.2

În cazul suspensiei independente, bieleta UT (figura 3.2) este încl inată spaţial. Proiecţia u’ sau unghiul x trebuie determinate în proiecţia văz ută din spate. Din vederea de sus sunt importante distanţa d sau unghiul

0.

Proiecţiile lungimilor sunt u 1 şi u 2 . Lun2

2

2

0

gimea bieletei este: u = u ' + c + d Conform figurii 3.3. punctele T şi U ale bieletei îşi modifică poziţia relativă unul faţă de celălalt, funcţie de mişcările roţii (pe orizontală şi verticală) în cazul suspensiei independente. Acest lucru se datorează mişcărilor pe direcţii

Fig. 3.3 diferite ale levierului de direcţie şi al br aţului fuzetei. Şablonul după care se realizează mişcarea depinde de înclin a-

rea casetei de direcţie (unghiul ω) şi de punctul U rezultat din înclinarea axei de virare EG, spre exemplu înclinarea transversală a pivotului σ şi longitudinală (unghiul de fugă) τ. Calculul lungimii reale a bieletei u 0 (figura 3.2) şi unghiul braţului portfuzetă λ din figura 3.7 creează anumite probleme în cazul mecanism ului de suspensie independent. Poziţia coloanei volan influenţează poziţia casetei


65/216

5/13/2018



de direcţie prin tipul mişcării de rotaţie. Dacă deviază de la orizontală cu u nghiul ω, atunci este necesar un ax intermediar de asemenea înclinat cu u nghiul ω, figura 3.3. Legătura dinspre interior a bieletei, punctul T, cu levierul de direcţie descrie un arc spaţial, influenţat de unghiul ω în momentul virării. Extremitatea exterioară a bieletei U care se află pe fuzetă, se găseşte pe axa de rotaţie care este înclinată înspre interior, figura 3.4 cu unghiul de î nclinare transversală a pivotului σ 0 şi înspre înapoi cu unghiul de fugă τ - figura 3.3. Acest punct descrie în timpul mişcării la fel un alt arc de cerc di spus spaţial. Văzut din spate, punctul T ce defineşte legătura bieletei dinspre caseta de direcţie se deplasează paralel cu solul, în timp ce punctul U se d eplasează pe un arc ce se deplasează vertical cu raza EG – figura 3.4. Sarcina

proiec-

tantului este de a calcula

unghiul λ şi eventual unghiul ο al levierului de direcţie astfel încât atunci

Fig. 3.4

când roţile sunt virate, curba descrisă să fie cât mai mică cu putinţă, figura 3.7. Realizarea acestui lucru este cu atât mai dificilă datorită mişcărilor roţii în timpul deplasării, a flexibilităţii în direcţie longitudinală şi a oscilaţiilor verticale.

3.2.2.2 Configurarea mecanismului de direcţie

Fig. 3.5

66


66/216

5/13/2018



În figura 3.5 sunt prezentate

schematic

le şi direcţia de mişcare necesare pentru determinarea lungimii şi a poziţiei bieletei Fig. 3.6

de direcţie. De asemenea se

observă şi punctul de ruliu Ro, iar în figura 3.6 legătura s imetrică cu 4 braţe iar levierele fuzetei poziţionate anterior. Bieletele sunt c uplate înspre partea interioară cu bara de conexiune intermediară. Cea mai mare influenţă asupra ∆δ o are unghiul braţului fuzetei λ, unghiul ϕ 0 – poziţia pivotului (vedere de sus), figura 3.2 şi unghiul ο a levierului de direcţie sau braţului de sprijin în cazul casetelor de direcţie cu mişcare de rotaţie. Poziţia bieletei este determinată de poziţia casetei. Spaţiul disponibil este prestabilit şi limitat, iar proiectantul nu are posibilitatea să schimbe în prea mare măsură acest lucru. Sarcina lui se rezumă doar la determinarea unghiurilor λ şi ο . În ambele cazuri trebuie ţinut seama şi de elasticitatea cuplajelor, un factor ce nu este cunoscut precis. Soluţia constructivă Fig. 3.7

cu 4 braţe „în oglindă”, poziţ ionate anterior este prezentată

în figura 3.7. Braţul fuzetei şi levierul de antrenare al casetei se rotesc în d irecţii opuse unul faţă de celălalt, similar unui angrenaj dinţat. Bieletele sunt fixate direct pe levierul de antrenare şi pe cel de sprijin. Din motive de cinematică, acestea pot avea un unghi ο faţă de direcţie longitudinală.

În figura 3.8 se poate observa soluţia constructivă cu 4 braţe „în oglindă”, poFig. 3.8


67 67/216

5/13/2018



ziţionate posterior. Legătura interioară a bieletei poate fi realizată în zona mediană a barei de conexiune sau direct pe levierul de antrenare şi pe cel de sprijin. În figura 3.9 pinionul şi cremaliera sunt poziţionate în spatele şi deasupra axei punţii, iar braţul fuzetei este orientat anterior. Din motive de cinematică, partea dinspre interior a bieletelor este fixată prin intermediul unei console, cunoscută ca sistem central de comandă. Această soluţie co nstructivă este folosită în cazul suspensiilor McPherson la care caseta de d irecţie este poziţionată la o înălţime mai mare. Acest lucru necesită ca biel etele să fie mai lungi pentru a

evita bracarea indusă în timpul oscilaţiilor verticale ale roţilor. Configurarea Fig. 3.9

cine-

maticii mecanismului de di-

recţie în cazul casetei de direcţie cu pinion-cremalieră este relativ simplă; în acest caz trebuie realizată legătura între mişcarea rectilinie a cremalierei

şi

deplasarea

spaţială a extremităţii braţului fuzetei, figura 3.4. PreFig. 3.10

lungirea bieletei de direcţie UT trebuie să se intersecteze cu centrul virtual de rotaţie P, figura 3.5. Acest lucru este necesar în cazul suspensiei independente pentru a se putea determina centrul de ruliu al caroseriei Ro. Soluţia cu caseta de

Fig. 3.11

direcţie amplasată în faţa

68


68/216

5/13/2018



punţii, iar mecanismul triunghiular amplasat în spate. Legătura bieletei la partea dinspre interior se face direct cu crem aliera - figura 3.10. Atunci când sistemul de direcţie este situat în faţa punţii, din motive cinematice braţul fuzetei trebuie amplasat înspre exteriorul autovehic ulului, realizând astfel o bieletă mai lungă – figura 3.11. În cazul casetelor de direcţie cu mişcare de rotaţie, mecanismul cu patru bare de conexiune poate fi poziţionat fie anterior fie posterior punţii şi poate fi simetric sau în oglindă. Figurile 2.16 şi 3.6, 3.7 şi 3.8 ilustrează câteva dintre soluţiile constructive. Din punct de vedere cinematic, caseta de direcţie cu pinion şi cremalieră formează o configuraţie triunghiulară care poate fi poziţionată în f aţa, spatele sau chiar suprapus pe axa punţii. Figurile 2.17, 3.9, 3.10 şi 3.11 arată diferite configuraţii atât pentru vehiculele cu volanul pe stânga cât şi pentru cele cu volanul pe dreapta, dar şi soluţia în care pinionul trebuie poziţionat deasupra sau sub cremalieră. Braţul fuzetei, orientat anterior cu unghiul λ negativ, permit folosirea unor bielete de dimensiuni mai lungi, l ucru util atunci când cuplajul dinspre partea casetei de direcţie este pivotant, figura 3.11. Cinematica mecanismului de direcţie în cazul autovehiculelor cu punte faţă rigidă este prezentată în figurile 2.18, 2.19 şi 2.20.

3.2.2.3 Dimensiunea şi poziţia bieletei

În momentul în care roata realizează o mişcare oscilatorie în dire cţie verticală şi longitudinală nu trebuie ca să se modifice convergenţa roţilor (în cele mai dificile situaţii este acceptată o modificare foarte mică). Acest lucru depinde de alegerea corectă a lungimii şi a poziţionării bielet ei. Suspensia cu două braţe şi multi- braţ spaţială

Suspensia cu mecanism patrulater şi braţul fuzetei poziţionat po sterior şi înspre interior este prezentată în figura 3.12. Bieleta se află deas upra braţului inf erior.


69/216

5/13/2018



Pentru determinarea punctului central T al extremităţii dinspre interior a bieletei ca o funcţie de poziţia punctului U a extremităţii exterio are a bieletei, se folosesc două metode: metoda modelului şi cea a „centrului virt u-

Fig. 3.12

al”. În ambele cazuri se consideră semipuntea stângă faţă văzută din spate, figura 3.12. Trebuie calculate lu ngimea proiecţiei u’ a bielete, figura 3.2 şi unghiul χ. Acestea trebuie să se potrivească cu linia ce uneşte pun ctul U cu polul P, necesar pentru determinarea centrului de ruliu Ro. În figura 3.13, caseta de direcţie poziţionată în faţa punţii, iar punctul U se află înspre exteriorul axei EG. Iniţial poziţia punctului U este necunoscută (din vederea din sp ate), pentru a obţine o aproximare a poziţiei acestui punct este necesar să se cunoască înălţimea casetei de direcţie, figura 3.5. Unghiul λ este astfel atri-

Fig. 3.13

70


70/216

5/13/2018



buit încât împreună cu lungimea cunoscută a braţului r să se poată calcula curba necesară pentru configurare. k = r⋅ sin α

(3.10)

Toate figurile conţin punctul U şi traiectoria sa de mişcare. Mai rămâne de rezolvat determinarea poziţiei punctului T de pe dreapta UP 1 . T ar trebui să fie centrul arcului care descrie traiectoria punctului U.

Fig. 3.14

Poziţionarea la o înălţime mai mare a casetei de direcţie conduce la poziţionarea bieletei deasupra braţului superior al suspensiei. În figur3.14, braţul fuzetei este amplasat spre spate şi spre interiorul autovehiculului. Este de preferat şi mult mai precis a se determina poziţia punctului T prin metoda grafică, folosind centrele virtuale. Prima dată, după cum se vede în figura 3.12, centrul virtual P (notat aici P 1 ) trebuie astfel determinat încât să fie pe aceeaşi linie cu U. Intersecţia prelungirii segmentelor EG şi DC formează punctul P 2 , punct necesar şi care trebuie unit cu punctul P 1 . Dacă UP 1 este deasupra segmentului GD unghiul α trebuie desfăşurat deasupra segmentului P 2 P 1 . Dacă unghiul α este iniţial în jos, atunci va trebui desfăşurat sub segmentul P 2 P 1 . Segmentul ce porneşte din punctul P 1 , care formează unghiul α, trebuie să intersecteze prelungirea segmentului UE pentru a rezulta centrul virtual P 3 . Poziţia punctului T (centrul cuplajului inter-


71/216

5/13/2018



ior al bieletei) este determinată de unirea punctului P 3 cu C şi intersecţia cu UP 1 .

Distanţa k, este distanţa de la axa pivotului imaginar EG la pun ctul U şi reprezintă factorul ce determină poziţia punctului P 3 în direcţie laterală, figura 3.5 şi ecuaţia 2.63. Figura 3.13 prezintă cazul în care punctul U se află în stânga axei EG. Această situaţie este posibilă atunci când caseta de direcţie este poziţionată în faţa punţii, figura 3.11. Poziţia punctului P 3 se

Fig. 3.15

găseşte în dreapta, rezultând astfel o poziţie a punctului T mai depărtată f aţă de centru de simetrie al vehiculului. Această soluţie este avantajoasă în cazul în care bieleta este fixată de bara de conexiune. Mecanismul de suspensie patrulater cu braţul superior şi inferior paralel este prezentat în figura 3.15. Bieleta va avea o poziţionare paralelă cu braţele suspensiei. O bieletă care este poziţionată deasupra braţului superior al su spensiei realizează un unghi α mare, iar punctul P 3 este mult mai înspre interior, figura 3.14. În cazul în care braţele suspensiei sunt paralele între ele, P 1 este la ∞ figura 3.15. În acest caz se trasează o linie paralelă cu GD prin

U, şi alta la aceeaşi distanţă faţă de punctul P 2 ca distanţa Δp dintre GD şi paralela la ea prin U, în aceeaşi parte. Intersecţia dintre acest al doilea seg72


72/216

5/13/2018



ment şi prelungirea segmentului UE dă punctul P 3 care ulterior se uneşte cu C, iar intersecţie prelungirii P 3 C cu paralela prin U dă punctul T.

Suspensia de tip picior elastic (McPherson)

Atunci când se adoptă soluţia constructivă McPherson şi amortizor, variaţia segmentului EG prin mişcările oscilatorii ale roţii, impune d eterminarea punctului T prin altă metodă. Pentru a obţine polul P 1 se trasează o perpendiculară pe axa amortizorului în punctul E şi până la intersecţia

Fig. 3.16

cu prelungirea segmentului GD ce defineşte braţul inferior, figura 3.16. Dreapta care uneşte punctul P 1 cu U ne dă poziţia bieletei. Se trasează o linie paralelă la EP 1 prin punctul G. intersecţia acesteia cu prelungirea segmentului ED formează al doilea punct virtual P 2 . Unghiul α format de segmentele EP 1 şi UP 1 trebuie desfăşurat în jos faţă de segmentul P 1 P 2 pentru a

obţine punctul P 3 ca intersecţie dintre această linie cu prelungirea segmentului UG. Intersecţia dintre prelungirea segmentului P 3 D şi UP 1 dă punctul T al centrului cuplajului dinspre interior al bieletei.


73/216

5/13/2018



În cazul mecanismului de suspensie cu picior elastic, bieleta se situează deasupra braţului inferior de suspensie. Braţul fuzetei este înspre spate şi interior.

Fig. 3.17

În cazul mecanismului McPherson cu articulaţia G deplasată spre roată şi nu pe axa de simetrie a amortizorului – figura 3.17, punctul U se poate afla pe segmentul EG (în cazul vederii din spate). Prelungirea segmentului UG este esenţială pentru determinarea punctului virtual de rot aţie P 3 , ţinând cont de direcţia de mişcare a amortizorului, spre exemplu ver ticala ridicată în punctul E la axa amortizorului va fi punctul de plecare în determinarea punctului P 1 . În cazul în care λ = 0°, punctul U este pe axa de virare EG, iar P3 se află pe prelungirea acestui segment, figura 3.17. Factorul determinant al poziţiei punctului P 1 este lungimea dezbaterii tijei amortizorului. De aceea este important ca verticala să fie dusă faţă de centrul axei de simetrie a amortizorului şi nu pe axa de virare EG. Important la această metodă de determinare este poziţia punctului U, care determină prin prelungirea segme ntului UG, în jos, poziţia centrului virtual P 3 . O bieletă poziţionată sub nivelul braţului face ca centrul virtual P 3 să fie deplasat spre dreapta, figura 3.18. Această soluţie constructivă este favorabilă în cazul în care cuplajul dinspre interior al bieletei se realizează cu cremaliera. Soluţiile constructive analizate ilustrează faptul că dacă 74


74/216

5/13/2018



punctul U este mai înalt atunci rezultă bielete de lungimi mai mari, trebuind ca bieleta să fie prinsă de cremalieră prin intermediul unei console dacă şi caseta de direcţie este într-o poziţie ridicată.

Fig. 3.18

În cazul figurii 3.18, bieleta se poate afla sub braţul inferior atunci când braţul fuzetei este înspre interior. Suspendarea roţii cu braţe transversale şi longitudinale

În cazul braţelor longitudinale punctul superior E se mişcă pe o dreaptă verticală la axa CF, iar punctul inferior G pe un arc de cerc de rază GD, în jurul punctului D, figura 3.19. Pentru a obţine punctul P 1 se trasează o paralelă la CF prin E care se intersectează cu prelungirea segmentului GD. Se trasează o paralelă la EP 1 prin punctul D, intersecţia cu EG formând centrul P 2 . Unghiul α format de EP 1 cu UP 1 se desfăşoară în jos faţă de linia P 1 P 2 pentru a obţine centrul virtual P 3 ca intersecţia cu prelungirea segme n-

tului UG. Punctul T se determină prin intersecţia dintre prelungirea segme ntului P 3 D cu segmentul UP 1 .

Suspensie cu braţ longitudinal, la care bieleta este poziţionată de asupra braţului transversal inferior al suspensiei iar braţul fuzetei este orientat înspre interior.


75/216

5/13/2018



Fig. 3.19

Influenţa unghiului λ

Figurile de la 3.10 şi până la 3.19 arată că deplasând punctul U spre interior se modifică distanţa UT. Această deplasare este necesară dacă unghiul λ trebuie micşorat sau mărit funcţie de lungimea braţului fuzetei r . Proiecţia u’ a bieletei ca şi lungimea sa reală u 0 se modifică atunci când se realizează o vedere din spate, figura 3.2. Acestea reprezintă unul din factorii importanţi în determinarea unghiurilor de bracare interioare şi exterioare δ i şi δ e . Este de importanţă majoră verificarea poziţiei punctului T care determină lungimea bieletei.

3.3 Cinematica suspensiilor independente S-a arătat că cea mai folosită suspe n-

sie, mai ales la puntea din f aţă, este suspensia independentă,

formată

din paralelograme Fig. 3.20

76


76/216

5/13/2018



transversale, cu braţe inegale şi element elastic elicoidal fig.3.20. Pentru studiul mişcării acestor suspensii este necesar să se def inească matematic mişcarea mai multor braţe articulate [50],[51],[137],[184].

3.3.1 Studiul suspensiei independente, cu patru bare inegale Mişcarea roţii suspendate independent

Se consideră o suspensie independentă cu braţe inegale, contactul pneului cu solul fiind în punctul A 3 , fig.3.21, iar construcţia fiind coplanară, poziţiile laterale y 1 si y 2 ale capetelor A 1 (ale braţe-

lor suspensiei) sunt definite de expresiile: Fig. 3.21

y1

z2

=

y2

2R

=

z2 2R

+ 1

+ 2

za R

(3.10)

1

(3.11)

zb R 2

Pentru definirea poziţiei centrului petei de contact a pneului cu solul, se poate folosi o metodă similară de definire a curbei ce descrie deplas area laterală y 3 a acestei poziţii, cu precizarea centrului de ruliu al suspensiei unde raza de rotaţie este R 3 . O mişcare laterală (y 3 ) excesivă, conduce la o uzură mai accentuată a pneului, ceea ce trebuie evit ată constructiv. Notând deplasările laterale cu y 1 , y 2 si y 3 la

ridicarea roţii cu înălţimea z ,

rezultă triunghiurile asemenea din fig.3.22 în care:

L H

=

l

unde:

H−h

Fig. 3.22


77/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor L = y 1 − y 3 si l = y 2 − y 3

(3.12)

în consecinţă se scrie:

−

y1

y3

H y3

H

=

y2

h

− y3 , din care, explicitând relaţia, rezultă: H−h H−h

y2

= −

y1

h

(3.13)

expresie care defineşte mărimea deplasării laterale a punctului de contact al pneului cu solul. Substituind relaţiile (3.10), (3.11) în relaţia (3.13), deplasarea laterală y 3 va fi exprimată, în funcţie de z şi de variaţia parametrilor geometrici ai suspensiei, de ecuaţia: y3

=

 H H−h   − R + 2h  R 2 1 

z  Hb

z2

 − h R2

H−h R1

(3.14)

 ⋅ a 

Poziţia petei de contact A 3 este definită de mărimea distanţei R 3 , care va fi numită raza de ruliu . Diferenţiala de ordinul întâi a lui y 3 : dy 3

=

dz

 H H−h   − + 2 1 h R R  z

1  Hb



h R2

−

H−h R1

(3.15)

 ⋅ a 

se poate folosi pentru determinarea centrului de ruliu al suspensiei fiind n ecesară cunoaşterea poziţiei petei de contact. În fig.3.23 se observă că panta dreptei perpendiculară la linia de contact (raza de ruliu) este dată de: (3.16)

−   3  dz dy

Centrul de ruliu ( h r c ) se determină pentru z = 0 (poziţie statică) folosind relaţia: hrc

=−

B  Hb

 − 2h  R 2

H−h R1

 ⋅ a 

unde B este ecartamentul

Pentru determinarea razei de ruliu

Fig. 3.23

R 3 rezultă d 2y3

1 R3

=

(3.17)

dz 2

78


78/216

5/13/2018



3.3.2 Efectul de virare produs de suspensia indepe ndentă a punţii din faţă

În timpul funcţionării, suspensia independentă a punţii din faţă a autoturismelor influenţează unghiul de virare al roţilor de direcţie. Analitic, se poate defini virajul datorat acestei influenţe ca: φ

∂θ

(3.18)

∫ ∂φ ⋅ dφ 0

în care,

θ este unghiul de virare; φ - unghiul de ruliu al caroseriei sau, cu alte cuvinte, mişcarea de virare a roţilor din faţă (sau din spate) în raport cu masa suspendată este efectul mişcării relative de rotaţie a masei suspendate faţă de masa nesuspendată. Se consideră bara R 4 , fig.3.24, articulată la levierul de direcţie şi cu A 4 se notează pivotul braţului dire cţie, care nu este în acelaşi plan cu R 1

şi R 2 . Dacă punctul A 4 , al barei R 4 , nu este în planul normal la planul yz al punctelor A şi A la mişcarea pe verticală a suspensiei, datorită nere1

2

gularităţilor căii de rulare, roata va vira în jurul pivotului, aceasta este o v irare prin efect sau virare implicită. Dacă roata virează spre centrul de viraj, avem un efect de supravirare şi dacă se roteşte în sens contrar centrului de viraj, avem un efect subvirator. Se poate defini poziţia articulaţiei A 4 , sau lungimea şi poziţia braţului R 4 , astfel încât să nu apară nici un efect de virare ca urmare a deplasărilor pe

Fig. 3.25 Fig. 3.24


79 79/216

5/13/2018



verticală a roţii. Din analiza triunghiurilor asemenea prezentate în fig.3.25 rezultă: y4

=

 c +  2 h  R

h − c

z2

R

2

dy 4

=

dz

z  c

 + 

 h  R

1

z  c

+

h−c R

2

h − c

+  h  R 2

b

 + 

R1

1  c

 h  R 2

(3.19)

 

a

1

+

b

h−c R1

 

(3.20)

a

pentru z = 0 panta va fi: dy  =  4  dz z = 0

1  c

 h  R 2

+

b

h−c R1

(3.21)

 

a

Lungimea corespunzătoare a braţului, pentru evitarea efectului de virare implicită, este dată de: R4

=

1 d y4 2

dz 2

=

h c R2

+

h−c

(3.22)

R1

Este evident că proiectarea unui mecanism de comandă a direcţiei, care să nu producă, la puntea din faţă directoare, virarea roţilor în timpul mişcărilor pe verticală a roţilor, nu este deloc simplă. De fapt, deoarece sunt diferite construcţii de autoturisme, este aproaFig. 3.26

pe imposibil a se proiecta un sistem

de direcţie cu suspensie independentă, la care efectul de virare implicită să fie nul. Se cunoaşte faptul că atunci când o forţă laterală exterioară, acţionând ca urmare a manevrei de virare, este aplicată a utoturismului fig.3.26, roata din exteriorul virajului se apropie iar cea din exterior se îndepărtează de autoturism. Braţul de direcţie al fuzetei poate fi

Fig. 3.27

80


80/216

5/13/2018



dispus, ca poziţie, în faţa sau în spatele planului median al suspensiei şi poate avea diferite pante, efectul de virare implicită manifestându -se în mod diferit. În fig.3.27 se arată, schematic, cele două poziţii posibile de amplasare a braţului de direcţie (în faţa şi în spatele roţii), cu pantele posibile şi efectele de virare respective.

3.3.3 Studiul suspensiei independente a pu nţii din faţă, cu articulaţii sferice

Practic vorbind, articulaţiile sferice ale suspensiei nu pot fi ampl asate în centrul planului roţii ci trebuie să fie deplasate. De asemenea roata trebuie să a ibă un unghi de cădere iniţial. În fig.3.28 se prezintă schema unui model de su spensie de acest tip, pe care mişcarea verticală a roţii este notată cu z, iar z 1 şi z 2 sunt deplasările punctelor A 1 şi A 2 ale braţelor suspensiei R 1 şi R 2 . Folosind aproximarea parabolică, urmele punctelor A 1 şi A 2 sunt Fi . 3.28

date de: y1

=

y

= 2

z 12 2R 1

+

z 22

+

2R 2

a z1 R1

b z2

(3.23)

(3.24)

R2

mişcările pe verticală: z1

≅ z − d ξ

(3.25)

z2

≅ z − d ξ

(3.26)

unde: ξ - este unghiul ce caracterizează ridicarea pe verticală. Unghiul de cădere va fi: (funcţie de mişcarea pe verticală a roţii)


81/216

5/13/2018



α =

y1

− y 2 h

 1 1  z2  a b 2  − ⋅ +  −   R1 R 2  2  R 1 R 2  =  a  d e  b  h +  ⋅ d − ⋅ e  + 2  −  R 2   R 1  R 1 R 2 

(3.27)

alunecarea transversală a pneului va fi dată de relaţia: H

y3

=

−

α z  H  e− h  R 2

3.4

h

y2

−

H−h h

H−h R1

y1

==

 H −  2 h  R 2 z2

H − h

 h  R 2

H−h

 ⋅a ⋅d  

R1

 α  H −  ⋅b ⋅e − h  R 2 

d

z  H

 +  R1

b

−

H−h R1

 

a

(3.28)

Oscilaţiile şi stabilitatea roţilor de direcţie

3.4.1 Oscilaţia roţilor de direcţie

Oscilaţia roţilor de direcţie, este o mişcare dăunătoare care apare la mersul rectiliniu al autoturismelor [7] [34] [42] [45]. Oscilaţia dăunătoare a roţilor care apare la mersul rectiliniu, sub forma unor rotiri oscilatorii în jurul pivotului şi care lasă pe drum o urmă sinusoidală, şerpuită, este cunoscută sub denumirea de - shimmy - sau - fulare - fig.3.29. Uzura lagărelor pivotului măreşte considerabil oscilaţia roţilor d irectoare. Aceste oscilaţii cauzează uzuri ale pneurilor şi articulaţiilor din sistemul de direcţie şi suspensie. Fenomenul producâ ndu-se chiar pe căi de rulare cu îmbrăcăminte asfaltică în stare perfectă, şi chiar la autoturismele noi (fără jocuri în articulaţiile mecanismului de d irecţie), s-a constatat că el este de natură giroscopică. Se ştie că orice corp giroscopic, de exemplu o sfârlează pusă în rotaţie cu vârful într o denivelare, pare a fi în repaus fig.3.30. Dacă i se dă un impuls care tinde să încline axa de rotaţie, giroscopul continuă rot irea, în timp ce axa de rotaţie preia o mişcare oscilatorie de deviere faţă de verticală, dar nu în planul

Fig. 3.29

82


82/216

5/13/2018



în care a primit impulsul, ci într-un plan perpendicular, numită mişcare de precesie. Cele două roţi de direcţie, montate pe fuzete la cele două extremităţi ale osiei rigide din faţă, pot fi asim ilate cu două giroscoape cu axă de rotaţie orizontală. Din cauza neregularităţilor căii de rulare sau din alte cauze (forţa centrifugă datorită neechilibrării sistemului roată tambur de frână-pneu), aceste giroscoape primesc impu lsuri în plan vertical, de jos în sus, al căror efect este

Fig. 3.30

comprimarea arcului de suspensie şi deplasarea axei de rotaţie a giroscopului. Rezultatul este acela că axa de rotaţie a roţii începe a oscila în plan perpendicular adică în planul orizontal, în jurul axei pivotului vertical al fuzetei fig.3.31. La primirea impulsului vertical, osia rigidă din faţă se roteşte cu unghiul β în plan vertical fig.3.32, în jurul centrului său de gr eutate C , ceea ce provoacă deformarea celor două arcuri de suspensie şi a pneurilor şi apariţia unui moment de restabilire M 1 datorită arcurilor şi a unui moment

Fig. 3.31

Fig. 3.32

de restabilire M 2 datorită pneurilor, pentru care se poate scrie, la unghiuri mici: M1

=

2 k r

M2

=

k p

b 2

B2 2

⋅β

b 2

=

k r

b

2

2

β

β

(3.29)

(3.30)

unde:


83/216

5/13/2018



k r - este rigiditatea arcurilor, k p -

este rigiditatea pneurilor

Pulsaţia oscilaţiilor unghiulare libere ale sistemului este: k β

ωβ =

Ι f

(3.31)

unde: I f - este momentul de inerţie al punţii din faţă (inclusiv roţile şi

partea nesuspendată a mecanismului de direcţie) faţă de axa longitudinală, care trece prin centrul ei de greutate, k β - este rigiditatea unghiulară a suspensiei din faţă: k β

=

ωβ =

M1

+ M2 = β

k r b2

+

k r

k p B2

2 I f

b2 2

+

k p

B2 2

(3.32)

(3.33)

Deci pulsaţia proprie ω β a oscilaţiilor verticale scade cu reducerea rigidităţii arcurilor şi a pneurilor şi cu mărirea momentului de inerţie al pu nţii din faţă. Roţile cu fuzetele, trapezul deformabil al direcţiei şi biela de comandă a direcţiei formează un sistem oscilant care oferă posibilitatea oscil aţiei roţilor cu unghiul α în jurul pivoţilor fuzetelor fig.3.33. Sistemul este elastic din cauza arcuri-

lor amortizoare de şocuri de la articulaţi ile celor două capete ale barei de direcţie (bară de conexiune transversală) şi ale bielei de direcţie. Datorită acestei elasticităţi şi elasticităţii transversale Fig. 3.33

ale pneurilor atunci când sistemul este deviat

din poziţia corespunzătoare mersului rectiliniu α = 0, va da naştere unui moment de restabilire: M α = k α α unde α - este unghiul de deviere k α - este rigiditatea unghiulară a sistemului la oscilarea în jurul pivoţilor, I d - este momentul de inerţie al sistemului roţi-mecanism de direcţie în raport cu axele pivoţilor, pulsaţia oscilaţiilor unghiulare libere a sistemului este: 84


84/216

5/13/2018



k α

ωα =

Ιd

(3.34)

de unde se vede că şi pentru această oscilaţie unghiulară pulsaţia scade odată cu reducerea rigidităţii unghiulare k α şi cu sporirea momentului de inerţie I d . Oscilaţiile verticale β ale osiei cu cele două roţi şi oscilaţiile or izontale α ale roţilor de direcţie în jurul pivoţilor depind unele de altele, pe baza proprietăţilor giroscopului. Un giroscop este constituit din volanul V care se roteşte cu turaţie mare în jurul axului său orizontal OO, ale cărui lagăre sunt susţinute de cadrul C, prevăzut cu două fusuri, care-i permit să se rotească în jurul axului vertical O’O’ ale cărui lagăre sunt susţinute în cadrul suport C’: prin acest aranjament, întregul sistem se mai poate roti şi în jurul unei axe O“O“, perpendiculară pe planul

Fig. 3.34

figurii (fig.3.34).

Se notează cu I v şi ω v momentul de inerţie al volanului faţă de axa sa de rotaţie şi viteza unghiulară. Momentul: Mc

= Iv ⋅ ω v

(3.35)

se numeşte momentul cinetic al giroscopului . Atunci când se aplică un moment M , care tinde să rotească cadrul cu giroscop în jurul axei O“O“ (perpendiculară pe planul figurii) cu un unghi

β şi cu o viteză unghiulară ω β =

dβ dt

, sistemul constituit de volan şi de c a-

drul C reacţionează printr-o rotire în jurul axei verticale O’O’ cu o viteză unghiulară ω p r , mişcarea de precesie, care se datorează apariţiei unui moment M g - numit moment giroscopic ,

Mg

=

Mc

dβ dt

=

Iv ωv

dβ dt

(3.36)


85/216

5/13/2018



din care se vede că momentul giroscopic, şi viteza unghiulară de precesie ω p r pe care el o imprimă, sunt proporţionale cu viteza unghiulară dβ provocată de momentul M datorat dt

impulsului exterior primit. Sensul vitezei u nghiulare ω p r a mişcării de precesie care este sensul de acţiune al momentului giroscopic M g , se determină din reprezentarea vectorilor

Fig. 3.35

momentului exterior M şi al momentului cinetic M c = I v ⋅ ω v fig.3.35. Sensul precesiei şi al momentului giroscopic M g este astfel încât datorită lui momentul cinetic M c tinde să se suprapună cu momentul exterior M prin rotirea cu unghiul cel mai mic. În cazul autoturismului fig.3.36 considerând că sensul mişcării este cel al săgeţii v - vectorul moment cinetic, M c = I r ⋅ ω r are direcţia şi sensul din figură unde I r - este momentul de inerţie al roţii f aţă de axa de rotaţie,

ω r - este viteza unghiulară a roţii. Sub acţiunea unui impuls vertical, o denivelare în relief la roata din stânga, apare un moment de impuls iniţial M, c are provoacă rotirea în plan vertical a osiei cu unghiul β fig.4.8. Din cauza efectului giroscopic ia naştere un prim moment giroscopic, dat de relaţia: M gι

=

Ir

ωr

dβ dt

(3.37)

vectorul moment se poate descompune în două momente egale şi de acelaşi sens,

1 2

M gι şi c a-

re provoacă mişcarea de precesie a fiecăreia din roţi în jurul

pivotului respectiv, cu unghiuri dα

α şi viteză unghiulară

dt . Fig. 3.36

86


86/216

5/13/2018



Deviaţia unghiulară a roţilor cu unghiuri α în plan orizontal dă naştere la rândul său unui al doilea moment giroscopic: M "g

=

ωr

Ir

dα

=

dt

Mc ωα

(3.38)

care are tendinţa să dea osiei o rotaţie de precesie β în plan vertical, cu viteza unghiulară ω β =

dβ dt

, precesie cu efect de descărcare alternati-

vă a roţii directoare din stânga şi încărcare a celei din dreapta. După cum se observă cele două mişcări oscilatorii β şi α sunt independente; oscilaţia verticală β dă naştere oscilaţiei

α în jurul pivoţilor ca-

re la rândul său, pe cale giroscopică, produce şi întreţine oscilaţia în plan vertical β . Este de remarcat că efectul momentului giroscopic M 'g (oscilaţia

α ) este mai puternic decât efectul momentului giroscopic M 'g (oscilaţia β ) deoarece în primul caz intervine momentul de inerţie I d al roţilor faţă de axele pivoţilor, care este mai mic decât momentul de inerţie I f al ansamblului roţii cu osia. Din cauza interdependenţei, cele două oscilaţii unghiulare cuplate

β si α capătă pulsaţiile ω 2 si ω 3 diferite de pulsaţiile oscilaţiilor libere n ecuplate. Pentru găsirea noilor pulsaţii, este necesar să se stabilească sist emul celor două ecuaţii diferenţiale ale oscilaţiilor β si α . În mişcarea de oscilaţie verticală β a osiei, sistemul este acţionat de momentul de restabilire datorat deformaţiei arcurilor de suspensie şi a pneurilor M1 + M 2 , de momentul giroscopic M 'g" şi de momentul rezistent M "i datorat inerţiei punţii din faţă: M 'i

=

I f

d

2

β

dt 2

(3.39)

Dacă se consideră, de exemplu, derivata unghiulară β în perioada de sporire a vitezei dacă se ia în sens pozitiv sensul momentului giro scopic M "g rezultă: M "g

+

M "i

+

(M

1

+

M2

)

= 0

(3.40)


87/216

5/13/2018



If

d 2β dt

2

+

Ir

ωr

dα dt

+

k β β

= 0

(3.41)

În mişcarea de oscilaţie orizontală α a roţilor şi a mecanismului de comandă a roţilor directoare, momentele care acţionează sunt momentul giroscopic M "g , momentul de restabilire M α = k α α şi momentul rezistent M "i datorat inerţiei roţilor şi pieselor fixe ale ei faţă

de axele pivoţilor fuzetelor

Fig. 3.37

d2α

'

Mi

= I d dt 2 Procedând ca mai înainte vom avea: Id

d

2

dt

α 2

− Ir ωr

dβ dt

β = Α sin ωt ;

+

k α α

=0

(3.42)

(3.43)

α = Β cos ωt

α şi β fiind oscilaţiile cuplate ale roţilor directoare Integralele generale ale acestor ecuaţii sunt de forma mai sus arătată. Prin rezolvarea sistemului şi discuţia ecuaţiei bipătrate a pulsaţi ilor oscilaţiilor cuplate rezultă că acţiunea giroscopică provoacă două pulsaţii

Ω1 şi Ω1 de oscilaţie a roţilor directoare, cu valori diferite de pulsaţiile proprii ω β şi ω α ale sistemului fără influenţa giroscopică şi anume: Ω1 cu valoare inferioară şi Ω1 cu valoare superioară. La creşterea vitezei V a autot urismului, odată cu sporirea vitezei unghiulare ω r a roţilor directoare şi deci a momentului cinetic M c = I r ω r pulsaţia mică Ω1 descreşte, iar cea mare Ω1 creşte. Suportul roţii este calea de rulare - prin aceasta se transmit forţele de antrenare, frânare, laterale; suprafaţa suport trebuie să fie netedă astfel încât, în afara tensiunilor necesare pentru transmiterea forţei, să nu apară solicitări suplimentare. Efectul giroscopic introduce solicitări suplimentare, care fac: să reducă siguranţa în traficul rutier, deoarece tension area pneului favorizează: patinările, creşterea uzurii pneurilor (cu eroziuni în formă de p e88


88/216

5/13/2018



te, favorizate şi de suspensia moale a roţii sau de uzura articulaţiilor), producerea de vibraţii în întreg sistemul de direcţie, trepidaţii la volan (uzura devenind mai mare şi şocurile mai dure ); să apară suprasolicitări în lagăre şi bare.

Oscilaţiile roţilor directoare sunt strâns legate de mişcările vibraţi i-

lor din sistemul de direcţie. În cazul în care situaţia factorului perturb ator coincide cu pulsaţia proprie a sistemului apare fenomenul de rezonanţă. Ev itarea consecinţelor unor vibraţii pronunţate se face prin includerea în sistem a unor amortizoare de direcţie, care ca principiu şi construcţie, nu se deos ebesc de cele clasice ale suspensiei. Alte măsuri constructive pentru anularea oscilaţiilor roţilor directoare sunt: • realizarea unor forme şi a dispunerii (în cazul suspensiei cu osie rigidă în faţă) a pârghiei de comandă a direcţiei şi a bielei de comandă as tfel, ca punctele lor să aibă traiectorii comune (coliniare);

• dotarea punţii din faţă cu suspensie cu roţi independente cu gh idare paralelă a roţilor, la care axa de rotaţie a fiecărei roţi rămâne paralelă cu ea însăşi la flexionarea suspensiei, ceea ce face ca la întâlnirea unei den ivelări să nu apară un moment giroscopic: în plus, la suspensii cu roţi ind ependente dispare legătura dintre cele două roţi directoare la oscilaţiile lor în plan vertical. Tipul de suspensie cu roţi independente cel mai răspândit la autoturisme este cel cu paralelograme transversale fig.3.36. Pentru reduc erea la minim, a variaţiei distanţei dintre planele mediane ale roţilor (variaţia căii de rulare), braţul superior al paralelogramului se prevede mai scurt d ecât cel inferior, din care cauză planul roţii şi osia acesteia nu mai rămân perfect paralele cu ele însăşi; unghiul de înclinare fiind însă mic, momentul giroscopic care ia naştere are valori neînsemnate

• echilibrarea dinamică a roţilor directoare pe maşini speciale de echilibrare a roţilor, efectuată după montarea pneului, operaţie care se i mpune atât la uzinele constructoare, cât şi la staţiile de întreţinere şi în gara je.


89/216

5/13/2018



3.4.2 Echilibrarea roţilor directoare

Una din cauzele care poate da naştere la amorsarea oscilaţiilor şi la fenomene de rezonanţă, prin impulsuri periodice care iau naştere, este neechilibrarea roţilor de direcţie. Neechilibrarea unei roţi poate proveni din mase fixate la periferie, cum este cazul valvei cu ventilul de aer al camerei pneului (chiar şi la cele fără cameră),

Fig. 3.38

din excentricitatea axei roţii şi din neomogenit atea materialului pneului. Oricare ar fi cauza neechilibrării, aceasta poate fi atribuită unei mase m de mărime convenabilă, dispusă la periferia roţii care va fi cauza unei forţe centrifuge, fig.3.38: Fc

=

mrωr

2

=

m

v2 r

(3.44)

componenta verticală Fc

=

2 m r ω r sin ω r t

(3.45)

care acţionează ca impuls periodic în sensul mişcării osiei pe verti-

cală şi o componentă orizontală Fc x

= m r ω 2r cos ω r t

(3.46)

acţionând ca impuls periodic pentru mişcarea de oscilaţie a roţii în jurul axei pivotului, la braţul - c -. Situaţia cea mai neconvenabilă este atunci când ambele roţi directoare sunt neechilibrate şi masele de neechil ibrare sunt dispuse în opoziţie fig.3.39.

Fig. 3.39

Fig. 3.40

90


90/216

5/13/2018



Pulsaţia ω r a forţelor perturbatoare fiind proporţională cu viteza v variabilă a autoturismului, sunt posibile două cazuri de rezonanţă:

− ω r = Ω1 , având loc la viteză redusă

v1

=

rr

Ω1 şi cazul ω r = Ω 2 , la viteză ma-

re v 2 = rr Ω 2 cu condiţia ca v1 〈 v 2 ≤ v max ale autoturismului. În cazul în care o masă suplimentară va fi echilibrată cu o masă identică la aceeaşi rază însă în alt plan, rezultă o dezechilibrare dinamică datorită cuplului de forţe, fig.3.40, deşi static roata este echilibrată.

3.4.3 Stabilitatea roţilor de direcţie

Pentru uşurinţa conducerii, mai ales în timpul deplasărilor mai lungi, sau la deplasarea pe drumuri cu denivelări, care tind să scoată roţile din poziţia lor neutră, autoturismul trebuie să prezinte o bună ţinută de drum. Un autoturism care nu are o bună ţinută de drum, necesită, la mersul în linie dreaptă, o manevrare continuă a volanului de direcţie, solicitând foarte mult intervenţia conducătorului auto. Pentru asigurarea unei bune ţinute de drum a autoturismului, roţile de direcţie se stabilizează. Prin stabilizarea roţilor de direcţie se înţelege capacitatea acestora de a-şi menţine direcţia, la deplasarea rectilinie şi de a reveni în această poziţie, după ce au fost bracate sau deviate sub influenţa unor forţe exterioare. Dintre măsurile constructive, care duc la stabilizarea roţilor de direcţie, rolul cel mai important îl au unghiurile de aşezare al pivoţilor şi al roţilor. În acest scop, pivoţii fuzetelor roţilor de direcţie prezintă anumite unghiuri în raport cu planul lon

gitudinal şi transversal al autoturismului. Astfel, la pivoţii fuzetelor se deosebesc două unghi-

Fig. 3.41


91/216

5/13/2018



uri: unghiul de înclinare longitudinală β şi unghiul de înclinare transversală

δ . Roţile de direcţie, ca şi pivoţii, prezintă tot două unghiuri: unghiul de cădere sau carosaj α şi unghiul de convergentă γ . În fig.3.41 este prezentată schematic o roată de direcţie, în poziţia deplasării autoturismului în linie dreaptă, într-un sistem de coordonate rectangulare XYZ cu originea în punctul O situat în punctul de intersecţie al axei fuzetei cu axa pivotului. Planul xoy este paralel cu planul drumului, axa ox indicând direcţia longitudinală a autoturismului. Axa oy este paralelă cu

axa punţii din faţă, iar axa oz este perpendiculară pe planul drumului. Unghiurile α , β, δ, γ , se stabilesc pentru roţile nebracate şi autot urismul aşezat pe un plan orizontal. Aceste unghiuri sunt corelate între ele, putându -se găsi mai multe combinaţii care să asigure autoturismului o bună stabilitate şi uzura redusă a pneurilor.

3.4.3.1 Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β se realizează prin înclinarea pivotului faţă de verticală, astfel încât prelungirea axei lui să î ntâlnească drumul într-un punct B , situat înaintea punctului A de contact cu drumul, iar mărimea lui poate fi exprimată şi prin distanţa a = r tg β , care reprezintă lungimea braţului la care

acţionează

reacţiunea

laterală

Fig. 3.42

Fig. 3.43

92


92/216

5/13/2018



fig.3.42. Acest lucru permite să se f olosească pentru stabilizarea

roţilor reacţiunile laterale dintre

Fig. 3.44

pneu şi calea de rulare, rezultate în urma acţiunii forţei centrifuge (în timpul virajului), înclinării

transversale ale drumului sau datorită unui vânt lateral. În timpul efectuării unui viraj fig.3.43, forţa centrifugă F c care acţionează în centrul de masă C g , provoacă apariţia între roţi şi drum a reacţ iunilor transversale y 1 şi y 2 la punţile autoturismului. Datorită faptului că β pivotul este înclinat în plan longitudinal cu unghiul , reacţiunea y 1 cu componentele y 1s şi y 1d ale roţilor din stânga şi din dreapta dă naştere la un

moment stabilizator M s : Ms

= (y1s +

)

y1 d a

=

y 1 r tg β

(3.47)

Acest moment stabilizator caută să readucă roţile de direcţie în poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă. Reacţiunile laterale care apar la deplasarea în viraj depind de viteza de deplasare a autot urismului. De aceea, momentul M s dat de aceste reacţiuni poartă denumirea şi de moment stabilizator de viteză . Efectul stabilizator la roată se obţine şi datorită cuplului format de forţa motoare Fm şi forţa rezistentă la rulare Fr fig.3.44.a,

atunci când punctul B , în care axa pivotului intersectează solul, este în faţa punctului de contact A al roţii cu carosabilul, bracând roata, cuplul dat de forţele Fr şi Fm produce autorevenirea sa la mersul rectiliniu. Momentul de stabilizare se transmite, prin intermediul sistemului de direcţie, la volan, lucru care f ace ca manevrarea autoturismului să fie mai grea. Un unghi de fugă prea mare îngreunează conducerea autot urismului, iar neregularităţile căii de rulare se fac simţite la volan sub formă de lovituri. Deoarece, la pneurile elastice, reacţiunea laterală asupra pneurilor acţione ază în spatele centrului de contact dintre pneu şi carosabil, asigurându -se prin aceasta un moment stabilizator chiar fără înclinarea longitudinală a p ivotului. Din această cauză există te ndinţa să se micşoreze acest unghi, iar mărimea momentului de stabilizare să se compenseze prin mărirea elastic i-


93/216

5/13/2018



tăţii pneului. Unghiul de fugă este pozitiv când pivotul este înclinat înainte, cu partea de jos, este zero când pivotul este vertical şi negativ când este înclinat cu partea de jos înspre spatele autoturismului (în acest caz tea autoturismului fiind înrăutăţită). Valorile curente ale unghiului de înclinare longitudinală a pivotului sunt cuprinse între O o ...15o .

În cazul unghiului negativ unde punctul B este în spatele punctului A , momentul creat de forţele Fr şi Fm accentuează bracarea roţii,

direcţia devenind instabilă, acest defect se face simţit la deplasarea autovehiculului cu spatele fig.3.44.b. Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului produce o torsionare a cadrului, respectiv a caroseriei în timpul virajelor, prin ridicarea părţii din faţă aflate în interiorul virajului şi coborârea părţii aflate în exteriorul viraj ului. Acest fapt duce şi la o solicitare asimetrică a suspensiei punţii din faţă, în timpul vira jului.

3.4.3.2 Unghiul de înclinare transversală

Unghiul de înclinare transversală a pivotului δ este unghiul format de axa pivotului şi verticala, măsurat în plan transversal. Acest unghi determină micşorarea braţului de rulare r o (care mai poate fi numit şi deport), adică micşorarea momentului necesar virării, mărind totodată litatea roţii. În acelaşi timp prin br acarea

roţii în jurul unui pivot înclinat, se creează un moment de redresare a direcţ iei, adică mecanismul de direcţie va reveni automat la poziţia de mers rectiliniu după ieşirea din viraj, fără intervenţia conducătorului auto fig.3.45. Unghiul δ micşorează oscilaţiile roţii la apariţia jocurilor şi micşorează vaFig.3.45

loarea unghiului de cădere prea mare.

94


94/216

5/13/2018



La rotirea roţii în jurul pivotului înclinat, centrul ei tinde să se deplaseze în jos cu mărimea r b fig.3.46. Această coborâre nu este posibilă deoarece roata se sprijină pe suprafaţa căii de rulare, rezultând în final o ridicare a pivotului împreună cu puntea cu mărimea r c . Pentru simplificare, în fig.3.46, s-a considerat virajul unei roţi caracterizate numai de unghiul de înclinare transversală a p ivotului δ , celelalte unghiuri considerându-se nule. Notaţiile având următoarele semnif icaţii: BC = r - raza de lucru a roţii; r o - braţ de rulare sau deport; ϕ - unghiul de bracare al roţii; α - unghiul de cădere al roţii rezultat ca urmare Fig. 3.46

a virării roţii. Deci: hc

=

hb

− r (1 − cos α)

(3.48)

unde: hb

=

BB' sin δ

hb

α =

arcsin

cos δ

≅ 1 şi

hc

≅

= ΒD (1 −

B' A

=

cos ϕ ) sin δ

=

f sin δ (1 − cos ϕ )

arcsin [cos δ ⋅ sin(1 − cos ϕ )]

cos α

(3.49)

(3.50)

≅ 1

f sin δ (1 − cos ϕ )

sau în funcţie de ro : hc

≅ ( ro +

r sin δ ) sin δ(1 − cos ϕ )

(3.51)

Datorită ridicării punţii din faţă cu hc sub acţiunea greutăţii preluate de aceasta, roţile tind să revină la poziţia corespunzătoare mersului re ctiliniu.

Momentul de stabilizare se determină din condiţia de egalitate a lucrului mecanic elementar efectuat la bracarea roţilor, cu lucrul mecanic elementar consumat pentru ridicarea punţii din faţă.


95/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Pentru bracarea roţii de direcţie cu un unghi d ϕ se consumă

un

lucru mecanic elementar dat de relaţia: dL 1 = M r dϕ

(3.52)

unde s-a notat cu M r - momentul rezistent care se opune bracării

roţii şi, dacă se neglijează frecările de virare, se poate considera egal cu momentul de stabilizare M s , datorită unghiului de înclinare transversală a pivotului.

În cazul unei roţi de direcţie având reacţiunea normală Z 1s şi Z 1 d (indicele s se referă la roata din stânga, iar d se referă la cea din dreapta),

lucru mecanic elementar necesar pentru ridicarea cu dh c a pivotului, rezultă din relaţia: dL 2

=

Z 1s dh c

=

Z 1 d dh c

(3.53)

şi ţinând seama că M r ≅ M s se obţine dL 1 = dL 2 sau M s = dϕ

= Ζ 1s dh c ≠

Z 1 d dh c

(3.54)

de unde M s = Z 1 s dh c dϕ s

≠

Z 1 d dh c dϕ d

(3.55)

prin diferenţiere se obţine: M s = Z 1s ( ro

+ r sin δ ) sin δ ⋅ sin ϕ s ≠ Z 1 d ( ro + r sin δ ) sin δ ⋅ sin ϕ d

(3.56)

Având în vedere că în viraj Z 1s ≠ Z 1 d , iar în condiţii cinematice de virare ϕ s ≠ ϕ d momentul stabilizator se determină pentru fiecare roată de d irecţie, după care se însumează. Deoarece efectul stabilizator al unghiului de înclinare transversală a pivotului δ depinde de greutatea autoturismului,

ce

( Z 1 s + Z 1 d = G 1 ),

revine

punţii

din

faţă

momentul stabilizator în

acest caz se întâlneşte şi sub denumirea de moment stabilizator de greutate. În comp araţie cu efectul stabilizator al unghiului de Fig. 3.47

96


96/216

5/13/2018



înclinare transversală a pivotului, se manifestă independent de viteza de deplasare a autoturismului. Mărimea unghiului de înclinare transversală a pivotului variazăo în funcţie de tipul autoturismului, de la O ... 15 o . În fig.3.47.a, este prezentat unghiul de înclinare transversală al pivotului cu braţ de rulare ro pozitiv. În ultimul timp se foloseşte tot mai mult, fără a mări u nghiul de înclinare transversală a pivotului, soluţia braţului de rulare ro negativ, adică pivotul intersectează carosabilul în afara planului

median

al

roţii

directoare,

fig.3.47.b. Braţul de rulare ro negativ impune împingerea articulaţiei sferice de ghidare a braţului inferior al suspensiei aproape până la planul median al roţii fig.3.48. O valoare mică a deportului ro duce la îmbunătăţirea stabilităţii direcţiei, dar influenţează în mod negativ procesul frânării.

Fig. 3.48

Valoarea negativă a braţului de rulare va stabiliza roţile de direcţie, la autoturismele a căror circuit de frânare este di stribuit în diagonală, atunci când forţele de frânare nu sunt egale la puntea din faţă. În cazul deportului negativ semnalele care se întorc de la sol la volan sunt recepţionate invers decât este formată obişnuinţa în c azul unui deport ro pozitiv. Unghiurile de înclinare longitudinală şi transversală ale pivotului au influentă asupra poziţiei roţilor de direcţie numai la deplasarea în viraj. Pentru deplasarea pe un drum în aliniament, importante sunt unghiurile roţii de direcţie.


97/216

5/13/2018



3.4.3.3 Unghiul de cădere sau carosaj al roţii

Unghiul de cădere sau carosaj al roţii este prezentat în fig.3.55 şi fig.3.49, şi reprezintă înclinarea planului roţii faţă de planul lo ngitudinal al autoturismului cu unghiul α . Efectul stabilizator al acestui unghi se manifestă prin împiedicarea tendinţei roţilor de direcţie de a oscila datorită jocurilor care poate să apară în rulmenţii butucului. Astfel datorită unghiului de cădere α , comFig. 3.49

Z 1s tinde

ponenta axială Z 1 s sin α a reacţiunii normale

să împingă butucul roţii spre interior, ceea ce face să dispară jocul

din rulmenţi şi reduce solicitările piuliţei fuzetei. Totodată, unghiul de cădere al roţii va diminua mărimea braţului de rulare ro ceea ce face ca momentul necesar bracării roţilor să fie mai mic, r ezultând o manevrare mai uşoară a autoturismului, iar momentele forţelor de rulare, care tind să rotească roata în jurul pivotului, scad. Valorile acestui unghi variază între O o şi 3 o , putând avea la unele autoturisme valori nule sau negative. Unghiul α este pozitiv dacă roata se apropie de autot urism cu partea inferioară fig.3.49.a, este nul când roata este verticală fig.3.49.b, iar când roata se îndepărtează cu partea inferioară de autoturism este negativ fig.3.49.c. Valoarea unghiului de cădere se corelează cu unghiul de convergenţă-divergenţă, astfel încât la deplasarea autoturismului, să fie asigurat paralelismul planelor de rotaţie ale roţilor de direcţie.

3.4.4 Unghiul de convergenţă-divergenţă al roţilor

Unghiul γ este unghiul de înclinare în plan orizontal al roţilor, faţă de planul longitudinal al autoturismului. În practică, de obicei, convergenţa roţilor se exprimă prin diferenţa distanţelor A şi B , distanţe măsurate între anvelopele sau jantele celor două roţi ale punţii din faţă, măsurate în faţa şi 98


98/216

5/13/2018



spatele roţilor la nivelul fuzetelor, sau în cel indicat de către firma constructoare în cartea tehnică a autoturi smului, fig.3.50.

Convergenţa roţilor, se poa-

te exprima şi în grade, ea fiind necesară pentru a compensa tendinţa de

Fig. 3.50

rulare divergentă sau convergentă (în unele cazuri), a roţilor, tendinţă cauzată de unghiul de cădere α şi se alege astfel încât în condiţiile normale de d eplasare ale autoturismului, roţile să aibă tendinţa să ruleze paralel. Convergenţa roţilor este determinată, în af ară de mărimea unghiului de cădere al roţii, de tipul punţii. Astfel dacă puntea directoare este nemotoare fig.3.51.a, rularea roţii are loc sub acţiunea forţei de împingere F (punctul B ), egală cu rezistenţa la rulare FR (punctul A ). Deoarece forţa F se transmite fuzetei roţii prin pivot, forţa de rezistenţă la rulare FR va determina, faţă de axa pivotului, un moment M 1 = FR ⋅ l , cu tendinţa de deschidere a roţii.

Dacă puntea directoare este şi motoare, în axul roţii (punctul A ) se dezvoltă forţa

Fig. 3.51

de tracţiune Ft , faţă de axa pivotului determină un moment M 2 = Ft ⋅ l , cu tendinţa de închidere a roţilor fig.3.51.b. De aceea, în cazul roţilor de dire cţie motoare, pentru a compensa tendinţa de închid ere a roţilor, unghiul de convergenţă poate lua valori nule sau negative (unghi divergent) fig.3.52. Valorile acestui unghi sunt cuprinse între O o .. . 1o 5O ' .

Fig. 3.52

În afara alegerii corespunzătoare a unghiurilor de înclinare ale pivoţilor şi roţii în asigurarea stabilităţii roţilor de d irecţie, un rol important revine condiţiilor constructive de menţinere a acestor unghiuri.


99/216

5/13/2018



3.4.5 Necesitatea menţinerii unghiurilor de stabilitate în limitele prescrise

Valorile necorespunzătoare ale unghiurilor de stabilitate produc: intensificarea uzurii: pneurilor, rulmenţilor de la fuzete, pivoţilor, mărirea consumului de combustibil, îngreunarea manevrabilităţii autoturismului, înrăutăţirea stabilităţii de mers. S-a stabilit că uzura roţilor directoare este mai mare decât a roţ ilor

nedirectoare. Pe de altă parte, uzura articulaţiilor sferice produc modif icarea unghiurilor de stabilitate, uzura rulmenţilor din ansamblul roţii, mi cşorează unghiurile de cădere şi de fugă; uzura articulaţiilor sferice din mecanismul de direcţie micşorează unghiul de convergenţă; uzura articulaţiilor din m ecanismul de suspensie micşorează unghiul de cădere şi de fugă. Deformarea braţelor mecanismului suspensiei modifică unghiurile de fugă, de înclinare transversală şi de cădere, iar încărcarea exagerată modifică unghiurile de cădere şi de înclinare transversală. Dezbaterea mare a suspensiei provoacă variaţii mari ale unghiului de cădere, comprimarea arcului micşorând u nghiul de cădere (mărind unghiul de înclinare transversală), destinderea având efect invers. Urmările dereglării unghiurilor de stabilitate pot fi următoarele:

• unghiul de fugă mărit provoacă autorevenirea rapidă a direcţiei, cu efect de oscilaţii -shimmy-, iar unghiul de fugă micşorat produce o inst abilitate a direcţiei (autoturismul tinde să se angajeze în viraj); unghiuri de fugă asimetrice la cele două roţi fac ca direcţia autoturismului să vireze î nspre partea în care unghiul este mai mic; unghiul de fugă necorespunzător, provocând oscilaţii -shimmy-, cauzează o uzură neregulată, de formă: faţete sau valuri.

• unghiul de cădere mărit produce uzura benzii exterioare a pneului, pe când micşorarea ungh iului de cădere produce uzura benzii interioare, uzura pivotului şi îngreunarea conducerii; unghiuri de cădere asimetrice fac ca direcţia autoturismului să vireze (să tragă) spre partea unde unghiul este mai mare; uzura

Fig. 3.53

100


100/216

5/13/2018



datorită unghiului de cădere dereglat creşte rapid de la o margine a pneului la cealaltă, consumând în totalitate înălţimea de profil a benzii de rulare fig.3.53.

• unghiul de convergenţă-divergenţă dereglat duce la uzura pneurilor pe banda exterioară sau interioară, cu ascuţirea părţii bordurate fig.3.54. Excesul de convergenţă provoacă o uzură

Fig. 3.54

sub formă de zgârieturi transversale care se vor simţi la atingerea pneului cu mâna: la deplasarea mâinii dinspre partea interioară spre partea exterioară peste pneul din dreapta se vor simţi vârfuri ascutite fig.3.54.a, pe când o convergenţă prea mică va cauza o uzură care se va simţi sub formă de vârfuri ascuţite, la deplasarea mâinii dinspre exterior spre interior la pneul din stânga (aici are efect şi faptul că autoturismul circulă pe partea dreaptă a drumului, care este înclinată de la axul drumului spre acostament) Dereglarea unghiurilor produce o uzură caracteristică la pneu, aceasta fiind un indiciu de recunoastere a unghiului dereglat. La uzarea l agărelor fuzetei şi pivotului, pentru autoturismul încărcat, unghiul de cădere scade iar cel de înclinare transversală creşte, pe când pentru autot urismul suspendat modificările acestor unghiuri sunt în sens invers. Datorită interdependenţei dintre mecanismele de direcţie şi suspensie, poziţia bracată a roţii directoare modifică unele unghiuri de stabilitate, de aceea măsurarea acestora se va face cu roţile dispuse pentru deplasare în linie dreaptă.

3.5

Corelarea suspensiei cu direcţia

Prin corelarea suspensiei cu direcţia se urmăreşte anularea bracării induse de către mecanismul de suspensie în direcţie la deplasarea rectilinie şi în viraj, aceasta atragând după sine şi reducerea influenţei mecani smului de suspensie asupra legii de virare [35],[70],[75],[178],[179].


101/216

5/13/2018



3.5.1 Anularea bracării induse de mecanismele patrulatere de suspensie Mecanism de ghidare cu suspensie patrulater spaţial fig.3.47.

Ecuaţiile parametrice ale traiectoriei Γ2 sunt, în sistemul M 0XYZ

x c   u 1x  y  = l  u  +  c  1  1y   z c   u 1z 

 u 1x  u  =  1y   u 1z 

m

u 2 x  u  + a  2y   u 2 z 

u a x    u a y   u a z 

(3.57)

 sin Ψ01 ⋅ cos (ϕ 01 − ϕ 1 ) − cos Ψo1 ⋅ sin γ 01ι ⋅sin(ϕ 01 − ϕ1 )  − cos Ψ ⋅ cos ϕ − ϕ − sin Ψ ⋅ sin γ ι ⋅sin ϕ − ϕ  ( 01 1 ) ( 01 1 ) 01 01 01  ι   − cos γ 01 ⋅ sin(ϕ 01 − ϕ 1 )

(3.58)

ι γ 01 = arctg (tgγ 01 ⋅ cos Ψ01 )

u 2 x  u  =  2y   u 2 z 

(3.59)

 sin β ⋅ cos α ι  u a x   sin α ι  ; u  = q    ay  ι cos β ⋅ cos α   u a z 

 cos β ⋅ cos ϕ 0 − sin β ⋅ sin α ι sin ϕ 0    cos α ι ⋅ sin ϕ 0   (3.60) ι − sin β ⋅ cos ϕ 0 − cos β ⋅ sin α ⋅ sin ϕ 0 

α ι = arctg ( tg α ⋅ cos β )

(3.61)

unde: q = +1 pentru mecanism de direcţie posterior; q = -1 pentru mecanism de direcţie anterior. Conform condiţiilor geometrice, pentru anularea bracării induse trebuie calculate raza de curbură, direcţia normalei principale şi a binormalei pentru curba Γ2 , la ϕ 1 = 0 0 (mecanismul în poziţie neutră) iar relaţiile de calcul ale acestora sunt: - pentru raza de curbură

 d x 2  d y 2  d z 2 3  d ϕc1  +  d ϕ c1  +  d ϕ c 1     ρ = 2 2 2 A + B + C

(3.62)

- pentru cosinuşii directori ai normalei pr incipale unx

=

q1

−

q

2 1

+q +q 2 2

2 3

; uny

=

q2

−

q

2 1

+q +q 2 2

; unz

2 3

=

q3

−

q

2 1

+ q 22 + q 32

(3.63)

- pentru cosinuşii directori ai binormalei A ubx

=±

A

2

C

B

+B +C 2

2

; uby

=±

A

2

+B +C 2

2

; ubz

= ± A + B 2 + C 2 (3.64) 2

102


102/216

5/13/2018



Fi . 3.55

unde:

=

A

dy c

dz c

dx c

dϕ 1 d2yc

dϕ 1 d2zc

dϕ 1 d2zc

dϕ 1 d2xc ; C

dϕ

dϕ

dϕ

dϕ

2 1

x c  y  = j  c  dϕ 1  z c  j

d

; B

=

2 1

u 1 x    + l1 u j  1 y  dϕ 1  u 1 z  d

j

dx c

dy c

dϕ 1 d2xc

dϕ 1 d2yc

dϕ

dϕ

dx c

2 1

=

2 1

u 2 x  j d   m j u 2 y  + a j dϕ 1 dϕ1  u 2 z  d

j

2 1

(3.65)

;

2 1

u a x    ( j = 1 ; 2) u a y   u a z 

(3.66)

La situarea cuplei E în centrul de curbură, al curbei Γ2 , corespunzător poziţiei neutre a mecanismului, ϕ 1 = 0 0 , rezultă: CE

= l =ρ;

u5x

≡

unx ; u5y

≡

u n y ; u5z

≡

unz ,

iar la situarea cuplei E pe normala la planul osculator, dusă prin centrul de curbură corespunzător poziţiei neutre a mecanismului, la dista nţa Y0 de centrul de curbură, punctele E 1 si E 2 2

l

= ρ

2

+ ya

;

u 5 x  u n x    ρ   u 5 y  = l u n y  + u 5 z  u n z 

y0 l

u b x    u b y  u b z 

(3.67)

Ca urmare poziţia cuplei E, în sistemul OXYZ, va fi dată de:

XE

= a (u a x )0 + l u 5 x

; YE

=−

b 2

+ a (u a y ) 0 + l u 5 y

; ZE

= a (u a z )0 + l u 5 z

(3.68)


103/216

5/13/2018



3.6 Mişcarea de ruliu şi bracarea indusă Bracarea indusă (autobracarea) şi înclinaţia transversală (ruliu) la deplasarea autovehiculelor în viraje sunt factorii consideraţi esenţiali pentru stabilitatea sistemului general conducător autovehicul-mediu înconjurător. Deoarece capacitatea de reacţie, a conducătorilor auto obişnuiţi, în situaţii critice este foarte limitată, din motive de siguranţă se iau în considerare doar tipuri de autovehicule cu caracteristică subviratoare (cel mult neutre) care oferă punţii spate importante rezerve de stabilitate. În cazul vehiculelor supraviratoare conducătorul auto trebuie să adopte decizii şi să intervină prin acţiuni de comandă asupra vehiculului care sunt în contradicţie cu experienţa şi cunoştinţele dobândite. În cazul vehiculelor subviratoare experienţa îndemânării formată poate fi utilizată în limite largi. Anvelopele cu un comportament neliniar induce alte reacţii neobişnuite ale autoturismului. De aceea, orice reacţie necontrolată a conducătorului auto asupra comenzilor autovehiculului (ex. volan, frână) sunt considerate ca diminuatoare a coeficientului S ce caracterizează siguranţa circulaţiei.

Prin adoptarea adecvată a proprietăţilor barelor stabilizatoare se poate determina constructiv mişcarea de ruliu şi tendinţa de bracare indusă a autovehiculului. Influenţă însemnată a forţelor de antrenare şi frânare asupra tendinţei de comandă mai impune ca stabilizatoarele să se calculeze corespunzător unor condiţii de funcţionare extreme şi deosebit de critice.

3.6.1 Oscilaţii de tangaj şi ruliu

Dacă descrierea generală a sistemului se reduce la un model si mplu, liniar, simetric de autovehicul, figura 3.56, atunci rezultă următoarele clase de frecvenţă pentru oscilaţii verticale: F z , a (ω ) =

2k z (cjω + k )

(− M ω

2

+ 2cjω + 2k )(− mω 2 + cjω + k + k z ) − 2(cjω + k )2

;

(3.69)

F z , d (ω ) = 0

104


104/216

5/13/2018



iar pentru oscilaţiile transversale ale autovehiculului: F φ , d (ω ) =

2c z (kjω + c )l l

(− 2 J ω

2

φ

+ l (kjω + c ))(− nω 2 + kjω + c + c z ) − ll2 (kjω + c )2 2 l

F φ , a (ω ) = 0;

Disocierea

(3.70)

ilustrată

anterior a oscilaţiei verticale şi a celei transversale se anulează dacă există asimetrii parametrice sau geometrice. În acelaşi mod acţionează legile neliniare ale elementelor elastice şi amor-

tizoarelor telescopice pentru forţele de suspendare ale roţilor.

Fig. 3.56

Pentru respectarea acestor efecte ar trebui dezvoltat domeniul claselor de frecvenţă ( 3.69), (3.70) printr-o dependenţă de amplitudine, formulată adecvat, în sensul "balanţei armon ice" respectiv a " liniarităţii statice". Ambii fa ctori de asimetrie nu au totuşi nici o influenţă asupra modului de inducere a perturbaţilor ( 3.75), (3.76), dacă elasticitatea pneurilor se consideră a fi în majoritate liniară. În această situaţie modelarea liniară a autoturismului nu poate fi asociată cu limitarea

obţinerii unor concluzii de ansamblu sau rezultate generale.

3.7 Evaluarea confortului şi interpretarea spectrelor de acceleraţie Cercetarea confortului oferit de autoturisme se desfăşoară de obicei la viteză constantă de rulare, v = 60...100 km/h. Dacă calitatea supraf eţei căii de rulare, pe sectoarele de testare aferente, nu diferă prea mult, după scurt timp, în vehicul se instalează o stare staţionară a oscilaţiilor, care po ate fi analizată atât prin aprecierea subiectivă, de către piloţii de încercare,

cât şi prin procedeul obiectiv de evaluare prin modelare matemat ică.


105/216

5/13/2018



Asemenea cercetări au de obicei scopul de a caracteriza influenţa performa nţelor diferitelor modele de autoturisme şi/sau mec anisme de rulare asupra confortului respectiv siguranţei circulaţiei. În ambele situaţii de apreciere, atât subiectivă cât şi obiectivă, rezultă incertitudini de fond d acă aceste încercări Fig. 3.57

experimentale se desfăşoară cu o anumită viteză apriori cunoscuta pentru proba de test.

Problematica se bazează pe un efect de interferenţă care este generat de i nducerea dublă, cu un decalaj temporal, a perturbaţiilor datorate denivelărilor căii de rulare ξ (t ) , figura 3.57.

3.7.1 Perturbaţii datorate neregularităţilor căii de rul are

Având la bază modelul de dinamică verticală dezvoltat, figura 3.40, sunt analizate şi explicate mai întâi perturbaţiile datorate stării drumului (deniv elări) la nivelul punţii faţă urmată de puntea spate, figura 3.41. Pentru viteze constante de rulare v , se poate scrie: ξ v (t ) = ξ (t ); ξ h (t ) = ξ (t − t l );

t l

=

ll

(3.71)

v

Perturbaţiile la puntea spate ξ h sunt sesizate cu un decalaj temporal t l care este dependent de viteza de mişcare v şi ampatament l l . Semnalele temporale ξ * (t) se transpun cu ajutorul transformatei Fourier în domeniul de frecvenţă. Astfel funcţiile de amplitudine complexe aferente Z * (ω) sunt: +∞

Z (ω ) =

∫ ξ (t )e

+∞ − jω t

dt ; Z v / h (ω ) =

−∞

∫ ξ

v / h

−∞

(t )e − jω t dt

(3.72)

Din cauza timpului mort t l la puntea spate ia naştere o torsiune a vector ului de excitaţie care creşte cu un multiplu de parametrul frecvenţei de rot aţie ω: Z ω v

( )

= Z ω ; Z ω = Z ω e − jω t

l

( )

h

( )

( )

(3.73)

106


106/216

5/13/2018



Pentru a putea fi cercetate efectele acestei configuraţii de perturbaţii trebuie studiat mai amănunţit comportamentul dinamic al autoturismului. Spre simplificare se presupune că perturbaţiile produse de denivelăr ile căii de rulare au amplitudine mică (nu sunt prea puternice) iar viteză de rulare este redusă pentru condiţii urbane. Astfel, în condiţiile date, este suf icientă utilizarea unei legi liniare ale rea cţiunilor, pentru comprimarea pneurilor, situate în pata de

Fig.3.58

contact cu centrul în punctul de aplicaţie a braţ ului longitudinal de rulare (deport longitudinal). Oscilaţiile complexe transversale şi cele de ta ngaj: +∞ +∞ Z (ω ) = ∫ z (t )e − jω t dt ; Φ(ω ) = ∫ φ (t )e − jω t dt (3.74) −∞

−∞

ale autoturismului în urma denivelărilor Z v (ω) , Z h (ω) pot fi reprezentate prin clase de frecvenţă F( ω) pentr u excitaţii în acelaşi sens şi în contrasens Z a (ω) , Z d (ω) : Z (ω ) = F z , a (ω ) Z a (ω ) + F z ,d (ω ) Z d (ω );

(3.75)

Φ (ω ) = F φ ,a (ω ) Z a (ω ) + F φ ,d (ω ) Z d (ω ); deci: Z a (ω ) =

Z h (ω ) + Z v (ω )

2

; Z d (ω ) =

Z h (ω ) − Z v (ω )

2

(3.76)

;

3.7.2 Filtrare prin efect de interferenţă

Gama de frecvenţe datorate perturbaţiilor provenite de la denivelările drumului Z(ω) pentru mişcarea de ruliu şi tangaj sunt total diferite. Prin suprapunerea perturbaţiilor de la puntea faţă şi cele din spate, rezultă mărimi perturbatoare modificate Z a (ω) , Z d (ω) de forma: Z a (ω ) = Ga (ω ) Z (ω ) − jω t l

Ga (ω ) = 1 + e 2

Z d (ω ) = Gd (ω ) Z (ω )

(3.77)

− jω t l

;

Gd (ω ) = 1 − e 2

;


107/216

5/13/2018



Clasele de frecvenţă G a (ω) , G d (ω) pot fi interpretate ca filtre de i nterferenţă care produc o amplificare sau atenuare a intensităţii perturbaţiilor dependentă de frecvenţă, conform figura 3.42:

[G a (ω )] =

1 + cos(ω A / v ) ; [G d (ω )] = 2

1 − cos(ω A / v ) ; 2

(3.78)

Pentru modelul de vehicul analizat (3.69) (3.70) interferenţa perturbaţiilor duce la atenuarea completă a semnalelor perturbatoare datorate oscilaţiilor verticale, la frecvenţa de cca. 5 Hz pentru v = 100 km/h, A = 2.8 m. Oscilaţiile de tangaj sunt insesizabile la frecvenţe foarte mici şi până la aproximativ 10 Hz , dacă testele de confort sunt desfăşurate în domeniul de viteze cuprins între 80 şi 120 km/h. Ambele sunt valabile într-o formă mai restrânsă şi pentru comportamentul complet neliniar al oscilaţiilor pentru î ncercările experimentale cu autovehicule reale. Caracteristicile oscilaţilor achiziţionate la nivelul habitaclului vehiculului sunt, independent de efectele de interferenţă analizate, consider ate etalon pentru confortul oferit de oscilaţiile verticale şi de tangaj, respectiv eficienţa performanţei conlucrării mecanismelor analizate, adică direcţiesuspensie-rulare.

Contrar proprietăţilor de transfer presupuse de modelul simplu de dinamică verticală, variaţia vitezei generează, pe lângă amplificări, modif icări grosolane ale claselor de frecvenţe ale oscilaţiilor efective pentru perturbaţiile induse. De exemplu, sensibilitatea dinamicii verticale, corespunzătoare domeniului de 5 Hz , este absentă de obicei, deoarece această bandă de frecven-

ţă este excitată în mod redus.

Fig. 3.59

108


108/216

5/13/2018



Astfel se poate spune că maximul din spectrele de confort vertical la cca. 1 Hz şi la 10 Hz , a se vedea figura 3.59, se datorează în primul rând

influenţei efectului de filtru (3.75). Frecvenţele proprii ale mişcării suprastructurii şi roţii se situează de fapt în acelaşi intervale de frecvenţă. Astfel minimul caracteristic la cca. 5 Hz nu poate fi sincronizată cu amortizările obişnuite constructive, dar este în concordanţă cu interferenţa de amplitudine din domeniul caracteristic de confort pentru gama de viteze stabilite cu

care se desfăşoară încercările experimentale. În general trebuie ţinut seama la tipul conlucrării direcţiei cu suspensia şi cu planeitatea (denivelările) suprafeţei căii de rulare pentru studiul confortului, dacă se doreşte reprezentarea complexă a proprietăţilor de transfer ale vehiculului. Aceasta se poate realiza pe de o parte prin alegerea unor viteze de deplasare pentru test, suficiente ca număr şi valori, pe de altă parte prin corecţia ulterioară numerică a datelor măsurate cu ajutorul modelelor de filtrare reversibile. Aceasta din urmă metodă se limitează la domen iul evaluării obiective, având ca bază datele de măsurare caracteristice co nfortului. Metoda interferenţei de excitaţii oferă în acelaşi timp posibilit atea cercetării quasi selective ale claselor de frecvenţă care prezintă importanţă,

determinând totodată viteza de deplasare potrivită încercărilor experimentale care face obiectul activităţii de testare.


109/216

5/13/2018



110


110/216

5/13/2018


Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii

4 Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii şi stabilităţii autoturismelor

4.1 Maniabilitatea autoturismelor

Maniabilitatea este calitatea autoturismului de a fi uşor manevrabil. Manevrabilitatea este influenţată de caracteristicile mecanismelor direcţiei, de parametrii principali ai autoturismului (ecartament, ampatament, poziţia centrului de greutate, momente de inerţie, suspensie), de profilul, natura şi starea căii de rulare, de condiţiile atmosferice, de viteza de deplasare ş.a. Influenţa acestor factori face ca aprecierea maniabilităţii autoturismelor să fie o problemă extrem de complexă. Impunerea unor ipoteze simplificato are, atât pentru autoturismul aflat în mers rectiliniu cât şi în viraj, este absolut necesară [5], [90], [91]. Astfel, pentru luarea în considerare numai a c aracteristicilor căii de rulare, autoturismul este modelat conform fig.4.1. Acest model consideră rularea identică pentru cele două roţi din spate, respectiv din faţă. Roata din spate 2, având tot timpul direcţia cadr ului autoturismului, este legată de aceasta printr-o cuplă de rotaţie, iar roata directoare 1, execută şi mişcarea de pivotare, se consideră legată de cadru printr-o cuplă sferică cu ştift.


111/216

5/13/2018



În fig.4.1. se folosesc notaţiile: L - este ampatamentul autoturismului; R - raza de virare;

θ - unghiul de bracare (unghiul de rotire al roţii în jurul pivotului); C g - centrul de greutate al autoturismu-

lui; O - centrul de virare (punctul de interFig. 4.1

secţie al normalelor duse la traiectoria roţilor auto-

turismului); 



v 1 şi v 2 - vitezele celor două roţi.

Razele de virare sunt date de relaţia: R

=

L tg θ

→

R mi n

=

L tg θ ma x

(4.1) În timpul deplasării, în special la viraje, asupra autoturismului acţionează o forţă transversală cauzată de vântul lateral, acceleraţia centripetă, înclinarea transversală

a

căii

de

rulare

fig.4.2. Pneul autovehiculului, f iind elastic, se va deforma sub acţiunea 

Fig. 4.2

F y cu

unei

forţe

transversale

unghiul ε , numit unghi de



derivă sau unghi de deviere laterală , iar Gr este greutatea pe roată. Luarea

în considerare a unghiurilor de derivă, chiar pentru modelul simplificat, face ca fenomenul maniabilităţii să devină complex, cu largi implicaţii şi asupra stabilităţii, definită ca fiind capacitatea autoturismului de a rezista la acţi unea forţelor perturbatoare (care caută să-i schimbe direcţia de mers). Sub 

acţiunea forţei transversale F y , datorită unghiului de derivă ε fig.4.2 roata

112


112/216

5/13/2018



va rula înclinat faţă de traiectoria iniţială, ne mai urmând traiectoria a - b1 c1 - d 1 ,

ci traiectoria a - b2 - c2 - d 2 . Notând cu ε f unghiul de deviere laterală al roţii din faţă şi cu ε

s

unghiul de deviere laterală al roţii din spate, în funcţie de poziţia centrului de virare O ε , ţinând seama de derivă, pot apărea următoarele cazuri fig.4.3:

a) ε f = ε s ; R=

L tgθ

autoturismul urmăreşte traiectoria comandată;

este cazul roţilor rigide transversal; b) ε f = ε s ≠ O, unghiul sub care se vede ampatamentul L din centrul O ε este θ, deci O ε aparţine cercului de diametru OE 0 care trece prin O, E 0 şi; F 0 acest caz poartă denumirea de virare neutră; c) ε f > ε s centrul O se deplasează în O εf în afara cercului de diametru OE 0 iar raza de virare creşte; cazul autoturismului cu subvirare, când autoturismul parcurge o traiectorie cu rază mai mare decât cea comandată; pentru înscrierea autoturismului pe traiectoria impusă, este nec esară bracarea roţii directoare cu un unghi mai mare ca θ, deoarece puntea din faţă are tendinţa de deplasare spre exteriorul curbei; autoturismul are deci tendinţa de menţinere a traiectoriei iniţiale, opunându -se înscrierii în viraj; d) ε f < ε s centrul O se deplasează în O εf , în interiorul cercului, iar raza de virare scade; cazul autoturismului cu supravirare, când

autoturismul parcurge o traiectorie cu rază mai mică decât cea comandată; pentru înscrierea pe traiectoria impusă este necesară bracarea roţii

cu un unghi mai mic decâtθ, deo arece puntea din spate are tendinţa de a se deplasa spre exteriorul curbei; autoturismul are deci tendinţa Fig. 4.3

de accentuare a virajului..

Raza de virare corespunzătoare fig.4.3:


113/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor L L

Rδ

=

tg(θ

− ε f ) + tgε s

≈

θ + (ε s − ε f )

(4.2)

astfel că, după cum ε s > sau < ε f , rezultă Rδ > sau < R ; aproximaţia precedentă se poate face doar pentru unghiuri de bracare mici. Trebuie precizat că autoturismul cu tracţiune pe roţile din faţă, în aceleaşi condiţii de mers, are atât maniabilitatea cât şi stabilitatea superioare autoturismului cu tracţiune pe roţile din spate, deoarece forţa de tracţiune acţionează în planul longitudinal al roţii şi deci nu creează o forţă transversală suplimentară.

4.1.1 Virarea autoturismelor echipate cu roţi rigide şi pivoţi verticali

Deplasarea autoturismului pe o traiectorie curbilinie, fără alunecări şi patinări, impune ca roţile să ruleze pe traiectorii concentrice în jurul aceluiaşi centru de virare. În cazul roţilor directoare la puntea din faţă fig.4.4, centrul de virare O trebuie situat pe prelungirea axei punţii din spate. Unde: θ e ,θ i - unghiurile de bracare ale roţilor directoare din exteriorul, respectiv interiorul traiectoriei; Re , R i

- razele exterioare, respectiv interioare de virare;

B = A0 B 0 - distanţa dintre pivoţii roţilor directoare; E - ecartamentul autoturismu-

lui; θ - unghiul mediu de bracare; a v 

viteza autoturismului;



v1 , v 2 -

vitezele punctelor centra-

le ale punţilor. Se mai definesc mărimile: - urma virajului - lăţimea fâşiei

de drum necesară virării; - cerc de virare - cercul de rază R e max descris,

la virarea cu rază mini-

Fig. 4.4

114


114/216

5/13/2018



mă, de roata autoturismului; - cerc de gardă la bordură - cercul maxim descris, la virarea cu rază

minimă, de punctul cel mai din afara autoturismului; - L - ampatamentul autoturismului. Din relaţiile: ctg θ e =

R e =

R + B 2

L

sin θ e

L

+

;ctg θ i =

E − B

2

R − B 2

R i =

L

L tg θ i

; R = L ctgθ e −

−

B

2

(4.3)

E − B L ; R i = tg θ i 2

−

E − B

2

(4.4)

de unde rezultă condiţia ACKERMANN: ctgθ e − ctg θ i

=

B

2

(4.5)

4.1.2 Virarea autoturismelor echipate cu roţi elastice şi pivoţi înclinaţi

Deformaţia transversală a pneurilor şi poziţia înclinată a pivoţilor impun modificarea condiţiei de virare a lui Ackermann, care are un pronunţat caracter geometric. Ţinând seama şi de efectul forţei centrifuge care apare la mişcarea autoturismului pe traiectorie curbilinie, încărcarea roţilor nu mai este egală, roţile din exterior sunt mai încărcate decât cele din interior. Transferul de greutate între roţile aceleiaşi punţi, ca şi între cele două punţi, produce d eformaţii transversale inegale la cele patru roţi. Acestea fiind în acelaşi timp

Fig. 4.5


115/216

5/13/2018



funcţii neliniare de sarcină G r şi forţa transversală F y , regimurile de deplasare pe traiectorie curbilinie sunt extrem de variate, dependenţele între multitudinea factorilor externi şi interni ale autoturismului fiind complexă. Unghiurile de derivă ε ale celor patru pneuri ε f e , ε f i şi ε s e , ε s i modifică poziţia centrului de virare O , intersecţia normalelor la traiectoria roţilor delimitând o zonă Z fig.4.5, în care se găseşte centrul de virare (dinamic) O ε , raza de virare (dinamică) fiind R ε .

4.2 Stabilitatea transversală a autoturismelor Pierderea stabilităţii transversale a autoturismelor se manifestă prin derapare (alunecări laterale) sau răsturnare laterală (în jurul liniei ce uneşte punctele de contact ale roţilor de pe aceeaşi parte) şi se produce în viraje, datorită acţiunii forţei centrifuge, pe drumuri rectilinii înclinate transversal, pe drumuri în curbă înclinate spre exteriorul curbei; de asemenea şi acţiunea laterală a vântului contribuie sau determină pierderea stabilităţii transversale a autoturismelor aflate în mers [94],[122],[123],[166],[167]. La viraje, pierderea stabilităţii este în mare măsură amorsată de manevrele bruşte şi agresive aplicate volanului de comandă a direcţiei.

4.2.1 Mersul în curbă al autoturismelor

În mişcarea neuniformă şi curbilinie a autoturismelor, cu variaţii ale unghiului de virare, apar forţe de inerţie datorate masei autoturismului şi momente datorită inerţiei maselor ce execută mişcări de rotaţie, fig.4.6. Dacă se consideră un autoturism în mişcare accelerată curbilinie şi cu variaţie a dv

unghiului de virare (adică: dt ≠ct şi

d θ dt ≠ ct ), Fig. 4.6

116


116/216

5/13/2018



componentele forţei de inerţie - pe cele două axe - şi momentul de inerţie, care apar, sunt exprimate de relaţiile Fi x

 dv  = m a  − b ω 2    dt

(4.6)

Fi y

 d ω  = ma  Rω 2 + b   dt 

(4.7)

Mi z = m a ϕ z

2

d ω dt

=

I o z

d ω dt

(4.8)

unde: m a = Ga este g dv dt

masa autovehiculului;

- acceleraţia liniară a punctului central B al punţii din spate;

ω - viteza unghiulară în jurul centrului instantaneu de rotaţie O ; d ω dt

- acceleraţia unghiulară;

R - raza de viraj a punctului central B, al punţii din spate; I o z -

momentul de inerţie al autovehiculelor în raport cu axa z,

normală pe calea de rulare şi trecând prin centrul de greutate C g ; ρ z - raza de giraţie a masei autoturismului, în raport cu axa Z, da-

tă de relaţia: ρ z

I a z

=

m a

=

I a z

g G a

(4.9)

Neţinând seama de deformarea laterală a pneurilor, raza R de viraj este dată de relaţia: R =

L tg θ

(4.10)

de unde rezultă că viteza unghiulară ω va fi dată de relaţia: ω

=

V R

=

V tg θ L

(4.11)

iar acceleraţia unghiulară:


117/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor d ω 1 dv v 1 d θ = tg θ + 2 dt L dt L cos θ dt

(4.12)

Cunoscând variabilele independente (viteza şi unghiul de viraj) şi având toţi termenii expliciţi, relaţiile generale care exprimă echilibrul dinamic al autoturismului devin:

 dv y 2 Fi x = m a  − b 2 L  dt

 

tg θ  2

(4.13)

 v 2 b dv Fi y = m a  2 tg θ + tg θ + L dt  L  tg θ dv +  L dt

Mi z = m a ρ z2 

b v



L cos 2 θ dt 

d θ 

1

v

d θ 

1



(4.15)

L cos θ dt  2

(4.14)

Forma generală a relaţiilor de echilibru se modifică în funcţie de f elul mişcării autoturismului şi forma curbei. În cazul, des întâlnit, de parcur-

gere a unei curbe constante (R = ct) cu viteză constantă, forţa centrifugă este dată de relaţia: v c 2 Fc = m a R c 2

(4.16)

unde: v c este R c -

viteza tangenţială a centrului de greutate;

raza de viraj a centrului de greutate.

Dacă se ţine seama de relaţiile geometrice şi cinematice: Rc =

R 2 + b 2 şi W =

v c R c

=

v

(4.17)

R

se constată, ceea ce este normal, egalitatea Fc = Fi 2x + F i 2y deoarece: Fi x

= − ma b

v 2 R 2

; Fi y

= m a

v 2 R 2

(4.18)

rezultă că: Fc = m a

v

2

b

2

R

R 2

+ 1 = m a

2

b 2 + R 2

R

R 2

v

(4.19)

respectiv

118


118/216

5/13/2018


Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii F c = ma

v2

vc2

R

Rc

R = ma 2 c

(4.20)

Datorită mişcării variate şi inerţiei maselor ce execută mişcări de rotaţie (organe ale motorului, transmisiei, roţilor) apar momente, însă de v alori relativ mici, care în studiul stabilităţii transversale se pot neglija, sing urul moment care se consideră, fiind momentul datorat întregii mase a autoturismului M i z , care caută, în timpul virajului, să rotească autoturismul în jurul centrului său de greutate, după axa C g x.

4.2.2 Influenţa suspensiei asupra stabilităţii autoturismelor

Tipul şi caracteristicile constructive ale suspensiei influenţează stabilitatea autoturismelor. Astfel în funcţie de schema cinematică a suspensiei, mişcarea roţilor în plan vertical sub acţiunea unei forţe laterale poate fi sau nu însoţită de înclinarea lor faţă de drum, de deplasări laterale şi rotiri în jurul pivoţilor, având ca rezultat variaţia unghiurilor de derivă laterală a pneurilor, apariţia unor momente giroscopice şi a altor efecte care influe nţează stabilitatea şi maniabilitatea autoturismelor [125], [130], [134], [156], [168]. În fig.4.7 sunt prezentate principalele scheme constructive de su spensii şi comportarea lor sub acţiunea unor forţe transversale F y (forţa centrifugă la deplasarea în curbe, componenta greutăţii paralelă cu calea de rulare la deplasarea pe un carosabil cu înclinare transversală, sau forţă datorată vântului lateral), aplicată în centrul de greutate al părţii suspendate.

Când sub acţiunea forţei laterale roţile se înclină în aceeaşi parte Fig. 4.7


119/216

5/13/2018



cu masa suspendată şi în sensul forţei laterale, unghiurile de derivă laterale suplimentare ale pneurilor se măresc, iar dacă roţile se înclină în sens opus sensului înclinării masei suspendate şi forţei laterale, unghiurile de derivă laterale suplimentare ale pneurilor se micşorează. La suspensia cu punte rigidă fig.4.7. a, roţile se înclină în aceeaşi parte cu caroseria, însă această înclinare este neînsemnată şi se datoreşte numai deformării pneurilor. În cazul suspensiei cu punte articulată cu paralelogram cu braţe egale, înclinarea roţilor are loc în acelaşi sens ca şi partea suspendată, având ca efect mărirea, creşterea deformaţiei laterale şi a unghiurilor de d erivă laterală a pneurilor fig.4.7. b. La acest tip de suspensie deplasarea pe verticală a roţilor la trecerea peste o denivelare determină modificarea ecartamentului. Dacă deplasările transversale ale roţilor depăşesc limite de deformare laterală suplimentară a pneurilor, roţile sunt obligate să alunece l ateral ceea ce are ca rezultat înrăutăţirea stabilităţii, maniabilităţii şi o uzură accentuată a pneurilor. Pentru înlăturarea acestor deficienţe se construiesc punţi articulate cu paralelograme cu braţe inegale (braţul inferior mai lung reprezentând 1,3...1,5 din lungimea braţului superior) la care variaţia încl inării roţilor este neînsemnată. În fig.4.7. c, este prezentată suspensia cu punte articulată cu oscilaţia roţilor în plan longitudinal, iar în fig.4.7. d, este prezentată suspensia cu roţi cu ghidare telescopică. La aceste construcţii roţile se înclină în aceeaşi parte şi cu acelaşi unghi ca partea suspendată şi, în

Fig. 4.8

120


120/216

5/13/2018



consecinţă se măresc unghiurile de derivă laterală ale pneurilor. În acest caz în funcţie de rigiditatea suspensiei, unghiul de înclinare laterală al părţii suspendate, deci şi al roţilor, poate ajunge la valori de 5° ... 8° pentru forţe transversale F y = ( 0,3... 0,4) Ga . Deplasarea verticală a roţii în aceste două cazuri, are loc fără încl inarea ei, ca şi în cazul suspensiei precedente. În cazul suspensiei cu punte articulată cu un singur braţ pendular fig.4.7. e, roţile se înclină în partea opusă forţei transversale şi masei suspendate, fapt care determină micşorarea unghiurilor de deviere laterală a pneurilor. Cercetările experimentale au arătat că o înclinare transversală a roţii cu 5° ... 6° într-un sens sau altul provoacă o reducere sau creştere a unghiului de deviere laterală cu aproximativ 1°. Din cele prezentate rezultă că în funcţie de tipul constructiv al suspensiei, părţile suspendate ale autoturismelor în secţiunile transversale care conţin axele punţilor din faţă şi spate se rotesc în jurul unui punct numit centru instantaneu de rotaţie, i nfluenţând valoarea unghiurilor de deviere laterală şi deformările laterale s uplimentare ale pneurilor şi prin aceasta stabilitatea autoturismelor la mersul rectiliniu. Pentru a studia modul în care diferite tipuri de suspensie influe nţează stabilitatea autoturismelor se determină poziţiile centrelor instantanee de rotaţie şi unghiurile de înclinare transversală a părţilor suspendate. În fig.4.8 este prezentată poziţia centrului de rotaţie a părţii suspendate a autoturismului pentru diferite tipuri de suspensii. Sub acţiunea forţei transversale F y , partea suspendată a autoturismului se roteşte în plan transversal în jurul unei axe O 1 O 2 , fig.4.9, numită axă de ruliu . Această axă este dreaptă care uneşte centrele instantanee de rotaţie ale secţiunilor

Fig. 4.9 Fig. 4.10


121 121/216

5/13/2018



transversale din planurile punţii din faţă şi spate. În fig.4.9 este prezentată axa de ruliu O 1 O 2 a unui autoturism care are puntea faţă cu roţi ghidate telescopic şi puntea din spate rigidă. Pentru a exemplifica determinarea unghiului de înclinare transversală a părţii suspendate în fig.4.10 este reprezentat cazul unui autoturism cu punte rigidă, asupra căruia acţionează forţa transversală F y . Datorită acestei forţe, centrul de greutate al părţii suspendate se deplasează din C g în C g ’, iar distanţa h’ se reduce la h’’. Urmarea acestui fapt ia naştere un mo-

ment suplimentar de rotire datorat greutăţii G s şi dezaxării a, care se adaugă la momentul forţei transversale F y . Valoarea momentului de rotire a părţii suspendate, în afară de modificarea înclinării roţilor şi deci şi a unghiurilor de deviere laterală, are ca efect şi o modificare a reacţiunilor normale în plan transversal la roţile din stânga şi din dreapta autoturismului, reducând st abilitatea transversală a acestuia. Unghiul de înclinare transversală a părţii suspendate are valori destul de mari, din cauza reducerii rigidităţii arcurilor în scopul îmbunătăţirii confortului şi se calculează cu relaţia: tg ϕ

2 F y h "

=

2 f

s

a

s

K + K B − G h ( ) unde K si K sunt rigidităţile f

(4.21)

"

s

verticale ale suspensiei din faţă,

respectiv spate, în N/m; - B a - distanţa dintre arcurile aceleiaşi punţi.

Pentru reducerea efectelor produse de înclinarea transversală a părţii suspendate este necesar să se micşoreze braţul forţei F y , şi să se mărească rigiditatea unghiulară transversală a suspensiei. Creşterea rigidităţii unghiulare transversale fără mărirea rigidităţii arcurilor, se poate obţine prin montarea unor stabilizatoare transversale, care creează un moment reactiv transversal de stabilizare şi prin folosirea suspensiilor progresive cu eleme nte clasice cu caracteristici neliniare, la care rezistenţa de rotire creşte cu unghiul de rotire al părţii suspendate. Momentele stabilizatoare se află în acelaşi raport cu rigidităţile unghiulare ale suspensiei celor două punţi:

122


122/216

5/13/2018


Analiza influenţei sistemelor de direcţie şi de suspensie asupra maniabilităţii M 1 K 1 M 2

=

K 2

(4.22)

unde M 1 si M 2 sunt momente stabilizatoare la puntea din faţă şi

din spate; K si K 2 rigidităţile unghiulare transversale ale suspensiei punţii 1

din faţă şi spate. Suma momentelor stabilizatoare este: M1 + M2

=

M

= F y ⋅ h " + Gs ⋅ a

(4.23)

Pentru îmbunătăţirea stabilităţii şi maniabilităţii autoturismului la deplasarea rectilinie sau în viraje, este necesar ca unghiul de deviere laterală al pneurilor din faţă să fie mai mare decât la pneurile din spate, în vederea realizării acestei condiţii este necesar ca M1 > M 2 , adică K1 > K 2 , ceea ce se poate obţine prin alegerea corespunzătoare a distanţei dintre arcuri şi a rigidităţii lor, prin montarea unui stabilizator la puntea din faţă diferit decât cel al punţii din spate, sau prin montarea unui singur stabilizator la puntea din faţă. La autoturisme rigiditatea unghiulară totală are valori cuprinse între K1 + K2

= 400 ... 1000

, iar N / grad

raportul rigidităţilor unghiulare

K 1 K 2

= 1,2 ...

1,6 .

Acest raport este obţinut prin stabilizatoare care măresc rigiditatea unghi ulară a punţii din faţă a autoturismului cu 20 ... 40 % faţă de puntea din spate. Mărimea rigidităţii unghiulare a suspensiei punţii din faţă, în raport cu cea a punţii din spate are ca efect o îmbunătăţire a stabilităţii şi maniabilităţii a utoturismului, dar şi o încărcăre suplimentară a pneurilor, rulmenţilor şi p ivoţilor fuzetelor. Din acest motiv variaţia reacţiunilor normale ∆ Z1 / ∆ Z 2 nu trebuie să depăşească valorile 1,3 ... 1,5 . frânării

În timpul accelerării sau autoturismului, datorită

elementelor elastice ale suspensiei,

partea suspendată a autoturismului se înclină şi în sens longitudinal Fig. 4.11

(mişcare de tangaj), producând vari-

aţii ale încărcării punţilor fig.4.11. Unghiul de rotire a părţii suspendate în plan longitudinal se d etermină cu relaţia:


123/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor tg γ =

∆ Z ( f1 +

f 2 )

L

(4.24)

unde: - ∆ este încărcarea respectiv descărcarea suplimentară a punţii

din faţă şi spate, - f 1 si f 2 sunt elasticităţile verticale ale arcurilor punţilor din faţă şi din spate.

Momentul de rotire la demaraj sau frânare este echilibrat de un moment reactiv longitudinal al suspensiei, de unde rezultă: '

'

Fx h

'

= ∆ZL⇒

∆ Z = F x h şi tg γ L

=

Fx h

1 2

2

( L f + f )

(4.25)

În vederea reducerii unghiului de înclinare longitudinală γ , la unele autoturisme se folosesc suspensii la care momentele date de forţele de frânare de la roţi F f 1 şi F f 2 echilibrează momentul de rotire a părţii suspe ndate în plan longitudinal, aşa cum este prezentat în fig.4.12. Astfel, momentele F1b 1 şi F2 b 2 echilibrează partea suspendată a autoturismului care tinde să se rotească în plan lo ngitudinal sub acţiunea momentului Fx h ' , îmbunătăţindu-se în

Fig. 4.12

acest fel stabilitatea şi maniabilitatea acestuia.

4.3 Centrul şi axa de ruliu

4.3.1

Definiţii

Modificarea traiectoriei unei roţi, măsurată la puntea motoare şi puntea nemotoare a unui autoturism este prezentată în figura 4.13. Forma curbei arată că în cazul punţii motoare centrul de ruliu scade. 124


124/216

5/13/2018



Fig. 4.13

Înălţimile centrelor de ruliu sunt: Vehicul

Poziţia

Sarcina maximă pe punte

Punte motoare 1 Punte motoare 2

122

92

65

-

Punte nemotoare

74

58

În conformitate cu standardul german DIN 70000, centrul caros eriei Ro este punctul din planul vertical care trece prin centrele de simetrie ale roţilor – figura 4.15 – şi în care forţele transversale – pe direcţia y – pot fi exercitate în centrele de masă ale arcurilor, cu alte cuvinte caroseria fără unghiuri cinematice de ruliu. În figura 4.14 este reprezentată cinematica semipunţii spate. Măsurătorile arată modificările traiectoriei în cazul unei roţi. Modificarea co nvergenţei datorate curbei de deplasare verticală a roţii indică un efect de ruliu la virare la nivelul punţii spate care tinde să subvireze vehiculul. Acest lucru este posibil prin adăugarea unui lagăr axial de control pe fiecare parte.


125/216

5/13/2018



Cu cât centrul de ruliu este mai scăzut cu atât se reduce transferul dinamic la nivelul benzii de rulare, permiţând vehiculului să subvireze mai mult.

Fig. 4.14

Centrul de ruliu este deci punctul din centrul vehiculului (văzut din faţă) şi în centrul punţii (văzut din lateral) în jurul căruia vehiculul are mişcarea de ruliu în momentul în care acţionează forţe laterale şi la nivelul căruia forţele de reacţiune sunt transferate de la axe la caroserie. 126


126/216

5/13/2018



Având la bază curba de modificare a traiectoriei unei roţi, centrul de ruliu al caroseriei este punctul Ro în centrul vehiculului care se intersectează cu perpendiculara pe tangenta AB la curba de modificare a traiectoriei roţii în centrul de contact. Înălţimea h Ro,f în partea din faţă sau h Ro,s pentru puntea spate poate fi determinată în acest fel folosind distanţele ∆s şi ∆b f aţă de tangentă luând în considerare toate elasticităţile din sistem – figura 4.14. Rezultă: h Ru, f sau s

=

∆b b f sau s ⋅ ∆s 4

(4.26)

∆b h Ru , f sau s = = tan α ∆s 0.5 ⋅ b f sau s

Şi de aici înălţimea centrului de ruliu faţă de o roată: pentru roata faţă:

h Ru, f =

∆b b f ⋅ ∆s 2

pentru roata spate: h Ru, s

=

∆b bs ⋅ ∆s 2

(4.26a)

Dacă b f = 1400 mm, ∆b = 6 mm pentru fiecare roată şi ∆s = 40 mm atunci: h Ru, f =

6 1400 40

⋅

2

= 105

Cu cât modificarea ecartamentului este mai mare funcţie de sarcina pe punte cu atât mai înclinat devine verticala la tangentă, rezultând o poziţie mult mai înaltă a centrului de ruliu faţă de sol. Totuşi, în cazul unor modificări reduse, Ru este foarte puţin deasupra sau chiar pe sol dacă ta ngenta AB este paralelă cu axa y. Dacă se modifică traiectoria datorită amb elor roţi, înălţimea centrului de ruliu se determină în acelaşi fel dar se ia în considerare doar jumătate din modificare b/2. Ecuaţia are forma: h Ru, f saus

=

∆b b f sau s ⋅ ∆s 4

(4.27)

În figura 4.15 tangentele duse la partea superioară a curbelor sunt totdeauna paralele cu axa y atunci când suspensia se comprimă, rezultând o


127/216

5/13/2018



scădere a poziţiei centrului de ruliu la nă,

o

caracteristică

a

mecanismului

McPherson. În cazul suspensiei cu două braţe înălţimea punctului Ru se modifică mai puţin funcţie de sarcină. Acelaşi lucru se î ntâmplă şi în cazul punţilor din spate – figurile 4.13 şi 4.14. Din cauza deplasărilor late-

rale, centrul de ruliu al caroseriei nu se află în centrul vehiculului în cele mai multe ca-

Fig. 4.15

zuri. 4.3.2 Axa de ruliu

Înălţimea centrului de ruliu h Ru, f sau s poate fi determinată folosind tangenta la curba ce descrie modificarea traiectoriei pentru fiecare sarcină pe punte – figura 4.16.

Poziţiile centrelor de ruliu la nivelul punţii faţă respectiv spate şi linia ce uneşte aceste două puncte – axa de ruliu C din figura 4.17 – are un rol important în ceea ce priveşte manevrabilitatea a utovehiculului: înălţimea centrelor de ruliu determină diferenţele de sarcină pe fiecare roată a fiecărei punţi şi de aici proprietăţile de virare ale autovehiculului prin intermediul proprietăţilor anvelopelor, ca şi caracteristicile suspensiei care este deosebit de importantă în ceea ce priveşte confortul în cazul unei modificări rale a sarcinii, caz în care este necesar o rigiditate mai mare. Poziţia lui de ruliu depinde de asemenea de poziţia instantanee a articulaţiilor canismului de suspendare roţii, spre exemplu, centrul de ruliu se află pe axa

de simetrie a vehiculului doar în cazul în care deplasările roţilor sunt sim etrice atât pe direcţie orizontală cât şi verticală, în cazul virării r ezultând un efect nedorit la nivelul articulaţiilor. Un centru de ruliu care descreşte odată cu deplasările simetrice ajută la remedierea acestui efect negativ. Înălţimea centrului de ruliu şi modificarea acesteia odată cu deplasarea roţii reprezintă un compromis între: 128


128/216

5/13/2018



• modificările stabilite la nivelul sarcinii pe roată în momentul virării pentru a se realiza nivelul dorit de man evrabilitate;

• modificarea traiectoriei odată

cu deplasarea roţii care nu este critică pentru dinamica mişcării autovehiculului;

• rigiditatea necritică pentru confort a mecanismului de suspensie;

Fig. 4.16

• variaţia unghiului de cădere; • forţe reactante la nivelul caroseriei cât mai mici; • poziţia axei de ruliu. Axa de ruliu trebuie să fie uşor mai înălţată înspre puntea spate pentru a putea atenua momentul de alunecarea al vehiculului. Înălţimea centrului de ruliu în cazul unui vehicul cu suspensii independente este c uprins între: h Bos = 30 – 100 mm pentru faţă; h Ru = 60 – 130 mm pentru spate. Segmentul

C-C

ce

uneşte cele ouă centre de ruliu ale punţilor reprezintă linia teoretică – figura 4.17. Diferenţa Δh Br reprezintă distanţa Fig. 4.17

dintre linia ce uneşte aceste două centre de ruliu şi centrul

de greutatea al autovehiculului. Dacă autoturismul are axe rigide, poziţia unghiulară este benefică. Axa de ruliu în cazul unei construcţii cu suspensie independentă trebuie să fie poziţionată la un unghi foarte mic O atenţia deosebită trebuie acordată cazului în care se suprapune sarcina maximă pe roată cu forţele de şi de aici reducând forţele laterale.


129/216

5/13/2018



În funcţie de forma curbei de modificare a traiectoriei, centrul de ruliu al caroseriei scade sub sarcină cu un unghi mai mare sau mai mic – a se vedea figurile 4.13-4.16. Pentru proiectarea caroseriei este necesară determinarea înălţimii centrului de ruliu a părţii frontale h Ro,f şi în a doua etapă se determină poziţia pentru puntea spate, în cazul suspensiei independente înălţimea va fi uşor mai mare. Dacă autovehiculul are punte rigidă, caroseria are un comport ament anti-ruliu mai puţin favorabil ca urmare a raportului dintre b sp şi b r

mai mic. Pentru a contracara acest efect se recomandă ca centrul de ruliu al punţii spate să fie mai ridicat, fig. 4.17. Segmentele AA şi BB din figura 4.17 reprezintă axele de ruliu ale caroseriei, care în cele mai multe cazuri sunt paralele cu solul. Poziţia lor exactă depinde de poziţia unghiulară a braţelor mecanismului de direcţie. Caroseria are o mişcare de ruliu în jurul axelor AA şi BB sub influenţa forţ elor laterale.

4.3.3 Centrul de ruliu în cazul suspensiilor independente

Determinarea prin metoda grafică a distanţei h Ru şi p în cazul suspensiei cu mecanism patrulater cu două braţe de suspensie şi în cazul cu suspensie multibraţ, este prezentată în figura 4.18. Înălţimea centrului instantaneu de rotaţie P determină poziţia ce ntrului de ruliu al caroseriei Ro – figura 4.18. q=

p ⋅ b f sau s p b f sau s q= ⋅ 2 ⋅ h Ro 2 ⋅ h Ro

(4.28)

Dacă P este deasupra solului şi Ro va fi deasupra solului. După cum se vede în figura 4.16 tangenta dusă în punctul de zero al curbei de modificare a traiectoriei variază cu unghiul α faţă de verticală.

130


130/216

5/13/2018



Cu toate acestea forma acestei curbe curbei în acest punct depinde de distanţa dintre centrul virtual de rotaţie P şi centrul petei de contact al anvelopei cu solul, W. Cu cât distanţa este mai mare – distanţa q din figura 4.24 – cu atât Fig. 4.18

curba este mai puţin pronunţată.

Figurile următoare arată modalitatea de determinare a înălţimii h Ro şi distanţa p prin metoda grafică. Figura 4.19 exemplifică modul de d eterminare a centrului de ruliu în cazul mecanismului de suspensie cu două braţe paralele. Centrul insta ntaneu de rotaţie este poziţionat la ∞. După cum se observă în figura 4.18, în cazul mecanismului de suspe n-

sie cu două braţe este importantă doar poziţia braţelor prin unghiurile α şi β. Prelungirea segmentelor ce definesc cele două braţe se întâlneşte în centrul i nstantaneu de rotaţie P la înălţimea p faţă

Fig. 4.19

de sol. Intersecţia liniei ce uneşte punctul P şi W cu axa de simetriei tran sversală a caroseriei ne dă centrul de ruliu Ro. În cazul în care braţele mec anismului de suspensie sunt paralele P este la ∞ şi se trasează o linie paralelă cu braţele prin punctul W – figura 4.19.

Fig. 4.20


131/216

5/13/2018



Dacă axa de rotaţie a portfuzetei este la un anumit unghi faţă de verticală în vederea laterală, trebuie trasată o verticală prin punctele E 1 şi G 1 . Intersecţia cu axele de rotaţie C 1 C 2 şi D 1 D 2 dau punctele E2 şi G 2 necesare pentru determinarea centrului virtual de rotaţie (pentru vederea din spate).

Dacă centrul virtual de rotaţie este la o distanţă mare faţă de punctul W se recomandă ca distanţele p şi h Ro să fie calculate folosind for-

mulele din figura 4.18. La axele de rotaţie ale fuzetei care sunt înclinate în vederea din lateral este nevoie de punctele E 1 şi G 1 pentru a le putea deplasa perpendicular în sus sau în jos – figura 4.20. Intersecţia dintre segmentele E 1 E 2 şi G 1 G 2 dă centrul virtual de rotaţie P, iar segmentul ce uneşte acest punct cu centrul petei de contact a anvelopei ne dă centrul de ruliu. La con-

strucţia cu arcuri foi cu prindere mediană – figura 4.21 – braţul cinematic L 3 este important pentru a calcula centrul de ruliu al caroseriei, iar în cazul în care arcul foaie este prins în două puncte avem nevoie de distanţa L 2 – figura 4.22.

Fig. 4.21

Determinarea punctului R u şi P în ca-

zul punţii cu arc foi transversal fixat central este prezentată în figura 4.21. Figura 4.22 exemplifică determinarea punctului R u şi P în cazul punţii cu arc foi

transversal fixat în două puncte.

Fig. 4.22

Cu cât distanţa b f este mai mare cu atât centrul R u este la o înălţime mai mare – figura 4.23.

132


132/216

5/13/2018



În cazul mecanismelor

McPherson,

trebuie dusă o verticală din axa de simetrie al amortizorului (la capătul dinspre prinderea de caroserie) tija pistonului şi mai avem nevoie de pre-

lungirea segmentului ce

Fig. 4.23

defineşte braţul inferior. Intersecţia acestor două segmente reprezintă ce ntrul de rotaţie P – figura 4.22. Din figură se mai poate observa că în cazul în care ecartamentul este mai mare centrul de ruliu va fi la o distanţă mai mare de sol. În această situaţie este necesar un unghi de înclinare a pivotului

Fig. 4.24

negativ pentru a compensa acest lucru. În figura 4.24 se observă traiectoria EP care este o verticală la centrul de simetrie al amortizorului şi h Ro care nu depinde de lungimea fuzetei, două aspecte care sunt importante în ceea ce

priveşte proprietăţile cinematice. Dacă braţul inferior este paralele cu orizontala se recomandă determinare prin calculul înălţimii h Ro şi a lui p deoarece prin metoda grafică centrul virtual de rotaţie va fi situat la o distanţă foarte mare – figura 4.25. Cu cât mecanismul de suspensie McPherson este mai vertical şi braţul inferior GD1 cu atât centrul de ruliu Ro este mai aproape de sol. Aceasta are ca rezultat o modificare nedorită a unghiului de cădere în mişcarea de comprimare a roţii. Prelungind braţul inferior (punctele D1 şi D2) se


133/216

5/13/2018



îmbunătăţesc caracteristicile cinematice. Pentru a obţine un unghi de încl inare longitudinală a pivotului, punctul G trebuie desenat în interiorul roţii, rezultând un braţ b mai mic pentru forţa verticală FZ,W. Cu cât braţul b este mai mic cu atât forţele de frecare dintre pistonul amortizorului şi cilindrul amortizorului sunt mai mici decât forţele din cuplajele de legătură D, E şi G. Un braţ mai lung q înseamnă o restricţie în modificarea ecartamentului. Braţul b se calculează cu relaţia b = r σ + d⋅tanσ - figura 4.24. Calcularea

dimensiunilor

h Ru şi p la un mecanism standard McPherson este prezentată în figura 4.25.

În cazul suspensiei trans-

versal-longitudinal se trasează o paralelă la CF prin punctul E. Se preFig. 4.25

Fig. 4.26

lungeşte până l intersecţia cu prelungirea braţului inferior GD pentru determinarea punctului P. se uneşte apoi punctul P cu centrul petei de contact W, iar intersecţia acestui segment cu planul de simetrie al vehiculului determină centrul de ruliu al punţii. Cu cât unghiul a este mai mare cu atât punctul P este mai aproape de centrul de simetrie al punţii, iar înălţimea centrului de ruliu creşte – figura 4.26. În cazul în care avem o soluţie cu braţ longitudinal – figura 4.26 – direcţia de deplasare a punctului E este importantă în determinarea centrul de ruliu. Se trasează o paralelă la CF prin E pentru a obţine punctele P şi R u . Metoda de calcul este prezentată în figura 4.18. În cazul mecanismului 134


134/216

5/13/2018



McPherson, înălţimea centrului de ruliu poate fi influenţată prin plasarea braţului inferior la un anumit unghi şi poate fi limitată prin modificarea unghiului dintre EG şi linia de simetrie a mecanismului – figura 4.24 – soluţie dezavantajoasă pentru un astfel de mecanism. În cazul braţului longitudinal este posibil să creştem unghiul axei CF rezultând astfel o ridicare a punctu-

Fig. 4.27

lui R u . În acelaşi timp centrul virtual de rotaţie se deplasează mai aproape

de roată oferind avantajul că prin comprimarea anvelopei rezultă un unghi de cădere negativ. În cazul braţelor longitudinale, axa de rotaţie este orizontală, ce ntrul de ruliu se află la nivelul solului iar P este la ∞, mărimea ±f depinde de mărimea braţului longitudinal, aspect exemplificat în figura 4.27. Înălţimile h Ru,f ale centrului de ruliu ale punţii faţă determinate cu ajutorul figurilor 4.18 şi 4.26 sunt doar pentru cazul în care avem articulaţii mobile şi doar pentru unghiuri de ruliu mai mari de 2 . Elasticitatea elemen⁰

telor din cauciuc modifică în mică măsură înălţimea. Mai mult, calculele şi studiile arată că în cazul unor unghiuri de ruliu mai mari ale caroseriei se modifică poziţiile axelor pivoţilor în timp ce poziţia centrului de ruliu se modifică cu ∆h = ± 10 mm. Încercări experimentale efectuate pe autoturisme au

arătat o deplasare de 20 mm. Dacă în cazul legăturilor longitudinale axa de rotaţie se află la un anumit unghi, centrul de r uliu va fi deasupra nivelului solului, sau sub nivelul solului dacă unghiul este opus. În ambele cazuri punctul P este la ∞

Fig. 4.28

- figura 4.28. În cazul punţii cu o singură prindere cen-

trală braţul pivotant are punctul în jurul căruia se face mişcarea în centrul vehiculului, şi este şi punct de pivotare şi centru de ruli u – figura 4.29.


135/216

5/13/2018



Spre deosebire de suspensia faţă independentă, în cazul punţii spate avem în unele cazuri doar o singură fuzetă pe fiecare parte; în acest caz pe lângă poziţia centrului virtual de rotaţie mai avem nevoie de direcţia

Fig. 4.29

de deplasare a roţii. Dacă axa de rot aţie este orizontală – figura 4.27 – roata

se deplasează pe direcţie verticală iar centrul de ruliu este la nivelul solului. Dacă axa de rotaţie este înclinată – figura 4.28, R u se deplasează deasupra nivelului solului, iar dacă axa este înclinată în cealaltă parte centrul R u este sub nivelul solului. În cazul punţii cu o singură prindere – figura 4.29 axa de rotaţie are punctul de aplicaţie în centrul vehiculului. Acesta reprezintă şi centrul de ruliu Ru, spre deosebire de c azul în care avem prindere dublă, caz în care punctul P este lângă diferenţial iar Ru este la o înălţime mai mare. Figura 4.26 arată cum se calculează Ru chiar şi în cazul unui unghi de cădere negativ. În cazul punţii cu braţe articulate un rol important îl joacă mişcarea spaţială a axei de rotaţie EG – figura 4.30. Punctul în care prelungirea axei de rotaţie intersectează planul vertical în centrul de sime-

Fig. 4.30

trie formează centrul virtual de rotaţie, punct din care poate fi determinată înălţimea h Ru la mijlocul punţii. La suspensia multi-braţ, poziţiile centrul virtual de rotaţie P şi a

centrului de ruliu Ru sunt determinate de lungimile r a braţului de suspe nsie, de unghiurile α şi β din vederile de sus şi din spate. Ecuaţiile se folosesc pentru determinarea înălţimii h Ru . Dacă autovehiculul este încărcat punctele 136


136/216

5/13/2018



E şi G sunt la o înălţime mai mică faţă de sol, astfel că şi h Ru şi p sunt mai mici, lucru evidenţiat în figura 4.30.

În cazul mecanismelor cu bare de torsiune forţele laterale sunt preluate de cele două braţe. Înălţ imea punctului de pivotare O determină înălţimea centrului de ruliu. Poziţia Fig. 4.31

punctului O depinde de lungimea bra-

ţului şi unghiul pe care îl face cu orizontala – figura 4.31. Pentru a realiza acest lucru în vederea de sus se trasează – ţinând cont de unghiul α - prelungirea braţului până la intersectarea cu prelungirea axei de rotaţie a roţii. Punctul P 1 astfel obţinut se rabatează în vederea din spate a vehiculului. Intersecţia cu prelungirea braţului de suspensie ne dă punctul P 2 . Se trasează segmentul P 2 W iar intersecţia cu centrul de simetrie

al punţii dă centrul de ruliu. În cazul în care unghiurile d şi p sunt mici este mai indicat să se calculeze h Ru şi p în funcţie de dimensiunile specificate de constructor.

4.3.4 Centrul de ruliu la punţile cu suspensie bare de to rsiune

În acest caz centrele de ruliu se află la nivelul rulmenţilor din lagăre, figura 4.31, puncte în care se anulează forţele laterale. Pe de altă parte, cinematica centrului de ruliu determină modificarea unghiului de cădere şi convergenţă. Datorită rezistenţei scăzute la torsiune a braţelor transversale, mişcarea roţii în timpul virării se face ca şi în cazul mecanismului de su spensie multibraţ, în jurul liniei ce uneşte O 1 cu O rs cu centrul în SM, figura 4.32.

4.3.5 Centrul de ruliu în cazul punţilor rigide

În figura 4.32 se prezintă determinarea înălţimii centrului de ruliu h Rus în jurul căruia caroseria se înclină sub influenţa forţelor centrifuge care


137/216

5/13/2018



acţionează asupra centrului de mase

al

vehiculului

în

cazul

pensiei cu bare de torsiune. Centrul virtual de rotaţie P se află la intersecţia liniei ce defineşte centrul de simetrie al roţii cu prelungirea segmentului ce uneşte punctul O – lagărul de prindere de caroserie şi centrul Fig. 4.32

SM aflat la mijlocul segme ntului

transversal ce uneşte cele două bare de torsiune. Centrul virtual de rotaţie se rabate în vederea din spate până la nivelul axei de rotaţie al roţii. Punctele astfel obţinute se unesc cu W – centrul petei de contact iar intersecţia acestui segment cu axa de simetrie

a punţii ne dă centrul de ruliu. Poziţia centrului SM influenţează modificarea unghiului de cădere şi a unghiului de fugă al roţilor în momentul deplasărilor roţilor pe verticală la întâlnirea unui obstacol ca şi raportul dintre dimensiunile arcului şi ale amortizorului. În cazul axelor rigide, forţele laterale sunt preluate doar în unul sau maxim două puncte. Centrul de ruliu al caroseriei poate fi determinat doar în unele cazuri folosind Fig. 4.33

teoria transmisiei cinematice.

Se aplică în primul rând legile staticii şi se vor face referiri la punctul de prindere al amortizorului de caroserie. Dacă se folosesc arcuri foi, forţa laterală se co ncentrează la nivelul arcului principal iar centrul de ruliu Ru se află la centrul prinderii – figura 4.33. se poate observa că dacă puntea rigidă este montată pe arcuri foi, for-

ţele laterale se concentrează la nivelul prinderii principale. Centrul de ruliu

138


138/216

5/13/2018



al caroseriei se află pe axa de prindere a arcului principal fie că este vorba de prindere deasupra sau sub pu nte. În cazul încărcării, pentru a-l menţine la un nivel acceptabil de aplatizare, arcul este prins sub punte în cazul autot urismelor şi pe punte în cazul utilitarelor pentru a reduce înclinarea caroseriei. Arcul este deasupra punţii pentru a beneficia de avantajul că bolţurile de fixare nu sunt supuse unor tensiuni suplimentare. În cazul în care forţele laterale sunt preluate de o bară Panhard, f igura 4.34, centrul de ruliu al caroseriei va fi la intersecţia dintre bara Panhard cu axa de simetrie a vehiculului şi nu la mijlocul barei panhard. În timpul virării poziţia barei se modifică şi astfel şi poziţia centrului R u . În cazul în care există o legătură flexibilă care preia forţele laterale, punctul în care aceasta este fixată reprezintă punctul de referinţă, figura 4.35. Perechea superioară a braţului longitudinal şi bara Panhard pot fi înlocuite cu un braţ A, figura 4.36 care are rolul de a transfera forţele longitudinale şi transversale la nivelul caroseriei. Centrul de ruliu R u este punctul fix al axei. Spre deosebire de bara panhard, punctul R u îşi păstrează poziţia indiferent de sarcină. În cazul în care avem şi o bară Panhard pentru preluarea forţelor laterale de reacFig. 4.34

ţie, centrul de ruliu se află la intersecţia dintre această bară

şi axa de simetrie a vehiculului – figura 4.34. În locul braţului A se poate folosi soluţia cu două braţe de suspensie dispune sub un unghi unul faţă de celălalt, figura 4.37. În acest caz intersecţia dintre prelungirea braţelor superioare de su spensie din vederea de sus ne dă punctul virtual de rotaţie P1 care apoi trebuie poziţionat în ved erea laterală. În cazul în care braţele inferioare sunt paralele se trasează o l inie paralelă cu ele iar intersecţia cu axa de simetrie a punţii ne dă centrul de ruliu Ru. Legătura Watt la puntea spate a unui autoturism este reprezentată în figura 4.35. Aceasta împiedică devierea lat erală a punţii. La mişcările de


139/216

5/13/2018



comprimare şi destindere, legătura se roteşte în jurul cuplajului de prindere fixat pe punte care este şi centrul de ruliu. Spre deosebire de punFig. 4.35

ţile rigide în cazul construcţiilor

cu braţe de tip A (sau pivotante în direcţie longitudinală) forţele laterale sunt absorbite la nivelul legăturii frontale O şi a celor doi suporţi laterali. Dacă un braţ longitudinal de formă A se fixează de puntea rigidă, punctul de fixare este şi centru de ruliu – figura 4.36. Centrul de ruliu al caroseriei este la aceeaşi înălţime la care aceste trei elemente componente sunt ataşate la caroserie. Dacă în

locul celor doi suporţi se montează o bară Panhard, forţele sunt preluFig. 4.36

ate la nivelul punctului O. În vederea laterală din figura 4.38 se ob-

servă forţele de reacţie F o,y şi F t,y. Centrul de ruliu al caroseriei se află pe linia ce uneşte cele două puncte, observabil în vederea laterală. Dacă bara Panhard se află poziţionată la un anumit unghi faţă de orizontală trebuie

Fig. 4.37

140


140/216

5/13/2018



calculată înălţimea punctului median în vederea din spate şi apoi transfer ată în vederea laterală. Dacă cele două braţe superioare care fac un anumit unghi (observabil în vederea de sus) preiau forţele laterale, intersecţia prelungirii lor ne dă punctul virtual de rotaţie P 1 . Pentru a determina poziţia punctului R u în vederea laterală se trasează o paralelă la braţul inferior prin punctul P 1 . Dacă braţele superioare sunt paralele atunci punctul P 1 va fi la ∞ - figura 4.37.

Fig. 4.38

Forţele laterale F y,w,e şi F y,w,i sunt transferate de la nivelul punţii la caroserie prin intermediul carcasei diferenţialului şi a barei Panhard. Rezultă forţele de reacţie F o,y şi F T,y .Centrul de ruliu al axei Rus se află pe linia ce uneşte punctele T şi O s din vederea laterală – figura 4.38.

4.3.6 Influenţa suspensiei asupra mişcării circulare

Un prim aspect al acestei influenţe a fost discutat în legătură cu mişcarea de ruliu, poziţia axei de ruliu şi a rigidităţii de ruliu, care sunt d eterminate şi de tipul suspensiei. Un alt aspect al acestei influenţe este cel al schimbării poziţiei roţilor prin mişcarea de ruliu. Anume, ca urmare a ruli ului, în funcţie de modul de legare a roţilor la cadru sau la caroserie, acestea capătă atât unghiuri de virare suplimentare, cât şi unghiuri de cădere s u-


141/216

5/13/2018



plimentare. Fără a analiza diferitele tipuri de suspensii, aceste efecte se ilustrează pentru două cazuri:

• suspensia cu roţi independente cu patrulater transversal, fig.4.39.a,

• suspensia cu braţ oscilant transversal, fig.4.39.b. În primul caz roţile se înclină către exteriorul virajului, iar în al

doilea caz roţile se înclină către interiorul virajului. Rularea cu înclinare către exterior determină un unghi mai mare de derivă, iar cea de înclinare către interior are ca urmare micşorarea unghiului de derivă. Aşadar, prin i ntermediul suspensiei constructorul are posibilitatea să corecteze diagrama de stabilitate-maniabilitate în sensul dorit. Din analiza efectuată a rezu ltat că autoturismul cu subvirare pre-

Fig. 4.39

zintă stabilitate şi, deci, o maniabilitate satisfăcătoare, care este pusă în ev idenţă şi de alte studii [169],[91]. Însă, o subvirare prea accentuată îngre unează conducerea, mărind unghiul de rotaţie al volanului, iar roţile din faţă se uzează mult, crescând în acelaşi timp rezistenţa la rulare [93],[51].

4.3.7 Influenţa conlucrării pneului cu suspensia asupra maniabilităţii

Forţele şi momentul, care iau naştere în pata de contact dintre pneul elastic şi calea de rulare, în timpul mişcării autoturismului, sunt i nfluenţate în mare măsură, de cinematica mecanismului de suspensie, deoarece în timpul deformării organelor elastice ale suspensiei, unghiul de deviere laterală se modifică, ca urmare a variaţiei unghiului de înclin are transversală a roţii [69] [99] [126] [147]. Fig. 4.40

142


142/216

5/13/2018



Influenţa tipului de suspensie asupra forţelor şi momentului din pata de contact dintre pneu şi calea de rulare se manifestă prin modificarea unghiului de derivă, ca urmare a variaţiei unghiului de înclinare transversală a roţii, în tim

pul mişcării autoturismului. În timpul rulării, din cauza

Fig. 4.41

înclinării transversale, roata are tendinţa să se deplaseze pe o traiectorie cirO

culară cu centrul în 1 fig.4.40. Elementele roţii în contact cu calea vor rula având raze de rulare diferite ( R1 , R 2 ) . Schemele cele mai utilizate de suspensii întâlnite în construcţia autoturismelor sunt reprezentate în fig. 4.41 şi în capitolul 2. După cum se observă variaţia înclinării transversale, atunci când în centrul de greutate al autoturismului acţionează o forţă transversală F y este influenţată direct de tipul mecanismului de suspensie al autoturismului. Astfel, suspensia cu punte rigidă fig.4.41.a, practic nu produce variaţia unghiului de cădere al roţilor; suspensia independentă cu braţe oscilante longitudinale fig.4.41.b, şi suspensia cu mecanism patrulater fig.4.41.c, produc modificarea unghiului de cădere, în acelaşi sens cu sensul de acţionare al forţei transversale, iar suspensia independentă cu braţ oscilant transversal fig.4.41.d, produce modificarea unghiului de cădere în sens invers sensului de acţionare al forţei. Din această cauză elementele cu rază de rulare R 2 vor suferi o deformaţie în sensul deplasării autoturismului, iar cele din dreapta în sens invers. Momentul care ia astfel naştere la suprafaţa de co ntact, va roti linia mediană a urmei pneului pe cale cu unghiul ε faţă de planul roţii astfel încât roata nu se mai poate deplasa în planul simetric ci într un plan înclinat faţă de acesta. Rezultă deci, că înclinarea transversală a roţii generează un unghi de derivă ε , orientat spre partea înclinării. Se constată, astfel, cu uşurinţă că, alegând corespunzător schema suspensiei pentru roţile din faţă şi din spate, se poate modifica convenabil raportul dintre u nghiul de derivă ε f şi ε s astfel încât autoturismul să aibă calităţi de virare do-


143/216

5/13/2018



rite; virare neutră, subvirare şi supravirare. Pentru a analiza influenţa tip ului de suspensie asupra variaţiei unghiurilor de deviere laterală a roţilor a utoturismului, respectiv asupra maniabilităţii acestuia, este necesar să se stabilească în ce sens se înclină roţile în cazul apariţiei unei forţe transversale, pentru diferite scheme cinematice ale suspensiei roţilor autoturismului. În fig.6.13.

este

reprezentată

schematic influenţa a trei tipuri Fig. 4.42

de suspensie a roţilor din faţă şi din spate, cu mecanism patru-

later transversal, asupra înclinării roţii. În situaţia în care autoturismul este prevăzut la puntea din spate cu suspensie de ghidare paralelă a roţilor fig.4.42.a, calitatea de subvirare va apare numai în situaţia în care variaţia unghiului de înclinare transversală a roţilor din spate va fi mai redusă decât cea a roţilor din faţă (încărcarea verticală mai mare a roţilor din faţă, presi une mai mare a aerului la pneurile din spate s.a.). În cazurile prezentate în fig.4.42.b, (punte rigidă) şi fig.4.42.c, (cu un singur braţ transversal) calitatea de supravirare a autoturismului se pă strează pentru orice valoare a forţei transversale F y , deoarece unghiul de derivă al roţilor directoare creşte odată cu creşterea valorii forţei transversale, iar unghiul de derivă al roţilor din spate rămâne constant (cazul suspensiei cu punte rigidă) sau se micşorează (cazul suspensiei independente, cu braţ transversal). Se conclude, deci, că forţele şi momentele care se produc în pata de contact dintre pneu şi calea de rulare sunt influenţate în mare măsură de cinematica mecanismului de suspensie, deoarece în timpul deformării su spensiei, unghiul de derivă se modifică ca urmare a variaţiei unghiului în înclinarea transversală a roţii.

144


144/216

5/13/2018


Prezentarea obiectului cercetărilor

5


Automobilul folosit face parte din familia de autoturisme Dacia modelul 1310 TLX Autoturismul este de tip berlină, derivat din varianta Dacia 1300 standard, cu cinci locuri şi patru uşi. Elementele de caroserie

sunt sudate (aripi spate, pavilion, dubluri aripi, stâlpi) pe cadrul planşeu sau demontabile (uşi, capote, aripi faţă), cu număr de înmatriculare: 2 -BV8296; deţinător: Şcoala de conducători auto ’’Thirus’’ Braşov; număr de omologare/anul fabricaţiei: AODA110315I9104/1990; numărul de identif icare UU1R11711L2348023; serie caroserie: 2348023; serie motor: 015113; culoarea: albă. Autoturismul este echipat cu un motor cu patru cilindri în linie, amplasat în faţă împreună cu transmisia. Eficacitatea maximă de frânare f iind asigurată prin sistemul de frânare aplicat pe discuri la roţile din faţă şi pe tamburi la roţile din spate; comanda frânelor executându -se prin intermediul servomecanismului de frână tip Master -vac. Mecanismul de ghidare utilizat conţine un mecanism de suspensie de tip patrulater plan dispus în planul transversal al autoturismului şi mecanism de direcţie posterior cu cremalieră.


145/216

5/13/2018



5.1 Caracteristici generale

• masca faţă restilizată pe care sunt montate patru faruri rotunde; • bara paraşoc faţă cu lămpi înglobate; • fusta spate pe care sunt montate lămpi monobloc;

• luneta (geam spate) cu dezaburire; • scaune stilizate şi anatomice; • oglinda interioară zi-noapte; • oglinzi exterioare stânga-dreapta; • centuri de siguranţa numai pentru locurile din faţă; • suport de cap la scaunele din faţă; • reglaj faruri din interior; • rezervor cu capacitatea de 47,5 (l).

5.2

Caracteristici dimensionale şi de greutate ale autoturismului

Fig. 5.1

Fig. 5.2

146


146/216

5/13/2018


Prezentarea obiectului cercetărilor Tabelul 5.1

Valorile Denumirea caracteristicii 0

• Ampatamentul

Notaţie U/M

dimensionale şi de greutate

1

2

3

A

mm

2441

mm

4388

• Lungimea totală • Consola faţă

C

mm

859

• Ecartamentul faţă

E

mm

1312

• Ecartamentul spate

F

mm

1332

• Consola spate • Lăţimea totală

D

G

mm mm

1040 1636

H N

mm

1435

H S

mm

1355

K N

mm

200

K S

mm

120

P

mm

1

2

3

W

mm

336

Q

mm

925

• Înălţimea • fără sarcină • cu sarcină • Garda minima la sol • fara sarcină • sub sarcină • Distanţa între perna scaunului din faţă şi plafon 0

• Deplasarea scaunului din faţă

960

• Distanţa între bancheta din spate şi plafon

• Distanţa între partea inferioară a volanului şi perna scaunului din faţă

• Diametrul de bracaj • între trotuare • între pereţi

T

mm

220

Dt

m

10,00

Dp

m

10,70


147/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Tabelul 5.1 (continuare)

• Greutatea în stare de funcţionare (pl inuri şi roata de rezervă)

__

kg

945

• puntea faţă • puntea spate

__

kg

545

__

kg

400

• Greutatea totală maximă admisă

__

kg

1380

• puntea faţă

__

kg

620

• puntea spate

__

kg

760

__

kg

400

• Sarcina utilă

Notaţiile sunt folosite cele din fig.5.1 şi fig.5.2.

5.3

Caracteristici dimensionale ale mecanismului de ghidare al roţii

Mecanismul de ghidare al roţii la autoturismul Dacia 1310 TLX (suspensie de tip patrulater plan şi direcţie posterioară cu cremalieră) este definit de parametrii geom e-

trici daţi în fig.5.3. Aceşti parametri geom etrici, care definesc mecanismele de ghidare în poziţie neutră, rezultă în totalitate direct

Fig. 5.3

de pe desenele de execuţie şi de ansamblu ale elementelor mecanismului. Astfel, pe desenele de execuţie ale firmei co nstructoare sunt indicate următoarele cote fig.5.4 şi fig.5.5: - poziţia liniei de zero a caroseriei faţă de sol Z L ; - coordonatele punctelor M 0 şi N 0 în sistemul OL XY cu originea

pe linia de zero a caroseriei, la intersecţia ei cu planul de simetrie longitud inal al autoturismului: XM 0 , YM 0 , ZM 0 , XN 0 , YN 0 , ZN 0 ; - lungimile l1 = M0 M , l3 = N0 N , p= A0 T, r = TK ; - lungimile L = CE , ( X E )OL XY , ( ZE )OL XY , fig.5.4; - unghiurile de poziţie iniţială ale pivotului şi fuzetei roţii: α 0 , β 0 , γ 0 , δ 0 ; 148 http://slidepdf.com/reader/full/optimizarea-mecanismelor

148/216

5/13/2018


Prezentarea obiectului cercetărilor , - cotele care definesc geometria fuzetei roţii: C5 , C6 , C7 , C8 , C9 , χ

fig.5.5 - deplasările maxime pe verticală ale cuplei M, spre comprimare

maximă a suspensiei C 3 şi respectiv destindere maximă a suspensiei C 4 , fig.5.4.

Fig. 5.4

Cotele indicate de desenele de execuţie şi ansamblu al elementelor mecanismului de ghidare al roţii prezentate în fig.5.4 şi fig.5.5 sunt date în tabelul 5.2. Tabelul 5.2

Notaţie

U/M

Valoare

Notaţie

U/M

Valoare

0

1

2

0

1

2

Z L

mm

150

l 3

mm

243

YM 0

mm

- 326

XM 0

mm

- 5,2

ZM 0

mm

34

XN 0

mm

8,92

Tabelul 5.2 (continuare)

YN 0

mm

- 328

ZN 0

mm

247,5


149/216

5/13/2018



r

mm

259,6

p

mm

74,3

l

mm

237

L

mm

2441

l 1

mm

274,5

X E

mm

95,62

Z E

mm

302

C 3

mm

76

C 4

mm

114

C 5

mm

127,1

C 6

mm

63,02

C 7

mm

40,91

C 8

mm

115,51

C 9

mm

88,64

80° 38’

α 0

4°

γ 0

 χ

β 0

δ 0

grade şi minute

grade şi minute

grade şi minute

grade şi minute

grade şi minute

8°

1° 30’

0° 20’

Fig. 5.5

5.4

Caracteristici constructive

150


150/216

5/13/2018



5.4.1 Motorul Tabelul 5.3

Denumirea caracteristicii

U/M

Valoarea

o

1

2

Tip motor

__

102 - 15 * (CO 98)

Cilindree

cml

1397

Alezaj

mm

76

Cursa

mm

77

Raport de compresie

__

9,5: 1

Putere maximă

CP (DIN)

62 la 5000 rot/min

Cuplu maxim

daNm

10,2 la 3500 rot/min

Regim ralanti

rot/min

750 – 800

0

1

2

Ordinea de aprindere *

__

1-3-4-2

Aşezarea motorului

__

longitudinal în faţă cilindrul 1 la volant

5.4.2 Direcţia Tabelul 5.4

Tipul

cu cremaliera

Poziţia volanului

- în stânga

Volan

- cu trei spiţe

Diametrul volanului

-

300 mm

Raportul de demultiplicare

20: 1

Numărul de rotaţii al volanului pentru a trece de la un capăt la altul al

3,5

cremalierei Tabelul 5.4 (continuare)

Unghiul de cădere

1° ± 30’ (la semiîncărcat)


151/216

5/13/2018



Unghiul de înclinare longitudinală a - 4° cu toleranţa maxima 1° între pivotului (unghiul de fugă)

partea dreaptă şi partea stângă

Unghiul de înclinare transversală a 8° ± 30’ pivotului - deschiderea 1 la 4 mm cu direc-

Convergenţa roţilor

ţia imobilizată la punctul de mijloc şi trenul faţă comprimat la poziţia de blocare a cuzineţilor elastici

5.4.3 Puntea faţă şi spate Tabelul 5.5

Puntea faţă

- motoare, independentă cu braţe

transversale deformabile Amortizoarele

- telescopice, hidraulice cu dublu efect de tipul IPAS AT-9-22 301M

Arcurile

- elicoidale cilindrice cu diametru

exterior mare -

Bara stabilizatoare

cu

prindere

elastică

prin

flexiblocuri din cauciuc de către braţul transversal superior, diametru 17 mm - axa rigidă, ghidată prin două bra-

Puntea spate

ţe longitudinale şi un braţ superior aşezat central

Amortizoarele

- telescopice, hidraulice cu dublu efect de tipul IPAS AT 9

Tabelul 5.5 (continuare)

152


152/216

5/13/2018



Arcurile

- elicoidale cilindrice cu diametru

exterior mare - cu prindere mecanică rigidă de

Bara stabilizatoare

către braţele longitudinale având diametru de 14 mm

5.4.4 Roţi şi pneuri Tabelul 5.6

Tipul jantei Tipul şi dimensiunile pneului Tipul camerei de aer

4,5 B x 13 155 SR 13

HJ 13 (145/155-13)

Sarcina pe pneu [ kgf ] 

faţă

360



spate

360

Presiunea de regim [ bari ] 

faţă

1,8



spate

2,0

5.5

Caracteristici generale ale soluţiei constructive

Principalele modificări faţă de autoturismul Dacia modelul 1310 TLX de serie, constau, în dispunerea barei stabilizatoare posterior punţii.

Aceste modificări au influenţă şi asupra mecanismului de direcţie, fig.5.6 şi fig.3.4 din anexa 3. Bara stabilizatoare 1 utilizată în această soluţie constructivă fig.5.7, de o construcţie şi formă proprie, este montată pe lonjeroanele caroseriei prin intermediul tampoanelor elastice din cauciuc 2, în care se roteşte liber. Capătul barei este rigidizat de bieleta de direcţie 3 cu ajutorul braţului


153/216

5/13/2018



Fig.5.6

pendular 4, care are la ambele capete articulaţii sferice. Braţul pendular 4 este prezentat în fig.5.8 şi conţine următoarele elemente: 1) articulaţie sferică dreaptă; 2) articulaţie sferică la 90°; 3) dispozitiv de reglare a lungimii braţului cu contrapiuliţa.

Fig. 5.7

Fig. 5.8

Ambele capete ale braţului pendular sunt montate cu piuţite şi asigurate cu contrapiuliţe. Pentru prinderea braţului pendular s -a practicat un orificiu de diametru Φ de 8 mm în bieleta de direcţie. 154


154/216

5/13/2018



În anexa 3 este prezentată soluţia clasică fig.3.1, cu bara stabiliz atoare de culoare verde, iar în fig.3.3 şi fig.5.7 din anexa 5 se observă poziţia de montaj a barei stabilizatoare, soluţia constructivă propusă de autor, bara stabilizatoare de culoare albă. Tot în această anexa 3, fig.3.4, este prezentată o vedere laterală a soluţiei propuse, unde se observă modalitatea de rigidiz are a capătului barei stabilizatoare cu bieleta de direcţie, prin intermediul braţului pendular. În fig.2.2 din anexa 2 sunt prezentate bieletele de direcţie şi braţele pendulare în poziţie montat şi demontat.

5.6

Caracteristici dimensionale ale soluţiei constructive

Tabelul 5.7

Notaţie

U/M

Valoare

Notaţie

U/M

Valoare

CW

mm

35

WV

mm

165

WE

mm

200

C 11

mm

38

C 10

mm

42


155/216

5/13/2018



156


156/216

5/13/2018


Modelarea cinematică, dinamică şi matematică

6

Modelarea cinematică, dinamică şi matematică a sistemului roată, suspensie, direcţie

Optimizarea corelării funcţionării sistemelor de suspensie şi de d irecţie, în vederea creşterii stabilităţii şi maniabilitatii autoturismului, presupune realizarea unor simulări complexe, completate de cercetări experimentale riguroase. Pentru aceasta prin modelarea cinematică, dinamică şi m atematică a sistemului roata-suspensie-direcţie s-a urmărit punerea la punct a unui model matematic amplu, care să asigure simularea comportării autoturismului atât la deplasarea rectilinie (carosabil în aliniament), cât mai ales la mişcarea pe traiectorie curbilinie (viraje). O mare importanţă o prezintă cunoaşterea parametrilor mişcării autoturismului în special la intrarea şi ieşirea din viraje. Analiză în detaliu a comportării autoturismului la deplasarea rect ilinie şi curbilinie este posibilă pe modele dinamice complexe cu un număr mare de grade de libertate. La aceste modele masele suspendate şi nesuspendate ale autoturismului sunt supuse acţiunii factorilor perturbatori prin intermediul elementelor elastice (arcuri şi pneuri) şi de amortizare. La depl asarea în linie dreaptă perturbaţiile externe, care acţionează asupra autoturismului, provin în primul rând din partea drumului. La deplasarea în viraje 157


157/216

5/13/2018



peste excitaţiile provocate de drum se manifestă într-o măsură mai mare şi perturbaţiile determinate de geometria de aşezare a roţilor directoare. Acest lucru este mai evident la varianta nouă de amplasare a barei stabilizatoare cu bielete cuplate cu braţele cremalierei casetei de direcţie. Această variantă de amplasare a sistemului de stabilizare s-a conceput, proiectat şi realizat în vederea sporirii eficienţei acţiunii de redresare a roţilor directoare, în special, la ieşirea din curbă a autoturismului. Având în vedere particularităţile co mportării autoturismului atât la deplasarea rectilinie, pe drumuri cu supraf eţele caracterizate de diverse macro şi microprofiluri, cât şi la deplasarea în curbă s-a conceput un model dinamic echivalent al acestuia, care să permită descrierea stărilor de mişcare pentru regimurile specifice de deplasare. Ţ inând seama de obiectivele stabilizării mişcării autoturismului la ieşirea din viraj, se consideră că modelul dinamic echivalent respectiv autoturismul este supus acţiunii factorilor perturbatori determinaţi de geometria de aşezare a roţilor directoare, suspensia fiind independentă, când deplasarea se realize ază pe şosea orizontală, netedă, uscată, în perfectă stare. Ca urmare a acţi unii acestor excitaţii masele suspendate şi nesuspendate ale autoturismului efectuează mişcări de translaţie şi de rotaţie, cu componente după cele trei axe ortogonale, cu originea în centrul de masa al autovehiculului respectiv. Modelarea matematică a excitaţiilor induse de geometria de aşezare a roţilor directoare a fost posibilă prin studiul în detaliu al parametrilor cinematici ai acestor roţi. Acest lucru s-a realizat pentru fiecare soluţie constructivă în parte. În continuare se are în vedere autoturismul Dacia 1310, cu şi fără modificarea poziţiei barei stabilizatoare. Trebuie precizat că, prin schimbarea poziţiei barei stabilizatoare din faţă a autoturismului nu au apărut modif icări ale unghiurilor de înclinare ale pivoţilor şi fuzetelor.

6.1 Elemente de cinematica roţilor directoare Atât la soluţia obişnuită, fig.6.1, a, b; cât şi la cea cu modificări, fig.6.1, c şi 6.1 b; pivotul fuzetei are unghiurile de înclinare longitudinală β 0 şi transversală α 0 iar axa roţii este înclinată cu unghiurile de cădere γ 0 şi 158


158/216

5/13/2018



Fig. 6.1

convergenţă δ 0 . Aşa cum este cunoscut, la deplasarea rectilinie a autoturismului aceste unghiuri asigură stabilitatea mişcării fără să producă perturbaţii mari în funcţionare. La deplasarea în curbă, în special la intrarea şi ieşirea din curbă, ca urmare a unghiurilor α 0 şi β 0 se produc deplasări pe verticală (ridicări) ale fuzetelor şi pivoţilor (roţilor directoare). Aceste deplasări nu sunt condiţion ate de poziţia barei stabilizatoare a punţii din faţă, dar ele se transmit maselor nesuspendate şi suspendate ale autoturismului, prin intermediul pneurilor şi arcurilor. Ca urmare în aceste elemente ale suspensiei iau naştere forţe dinamice elastice şi de amortizare, care depind de mărimea acestor deplasări. Astfel de forţe, respectiv momente, solicită şi bara stabil izatoare. La bracarea roţii din exteriorul traiectoriei (virajului) cu unghiul θ e ridicarea pivotului împreună cu fuzeta şi roata este: p e = ρ ( 1 - cos θ e ) sin α0 - ρ sin θ e sin β 0

(6.1)

iar la bracarea roţii din interiorul traiectoriei (virajului) cu unghiul

θ i ia naştere deplasarea verticală:

159


159/216

5/13/2018



p i = ρ ( 1 - cos θ i ) sin α0 + ρ sin θ i sin β 0

(6.2)

Unghiurile de bracare θ e şi θ i sunt legate de raza medie de virare a autoturismului prin relaţiile: θ e = arctg L B R + 2

(6.3)

şi θ i = arctg

L B R − 2

(6.4)

iar raza ρ a cercului descris de punctul de contact al roţii cu s uprafaţa solului este: ρ = f 2 +r 2 cos(α 0 +γ 0 +σ 0 )

(6.5)

Ridicările p e şi p i depind de unghiurile de bracare ale roţilor, care la rândul lor depind de timp şi implicit de viteza unghiulară de viraj a autoturismului la intrarea şi ieşirea din viraj. Se consideră, pentru simplificarea

calculelor, că autoturismul în timpul virajului descrie un arc de cerc. Având în vedere că unghiul mediu de bracare al roţilor autoturismului este dat de relaţia: θ = arctg

L R

rezultă că raza medie de viraj este: R = L/tg θ

(6.6)

Pentru simularea comportării autoturismului la intrarea şi ieşirea din curbă unghiul θ se consideră dat de relaţiile: θ

= θ max ⋅ t

(6.7)

t 1

la intrarea în viraj şi θ

=

θ max ⋅

t3 − t t3 − t 2

(6.8)

la ieşirea din viraj, unde: θ max este unghiul mediu maxim de bracare al roţilor autoturism u-

lui pentru un arc de cerc impus 160


160/216

5/13/2018



t 1 este intervalul de timp în care unghiul mediu de bracare al roţ i-

lor autoturismului creşte de la 0 la θ max , se consideră că volanul se roteşte cu viteză unghiulară constantă

• (t 2 - t 1 ) este intervalul de timp în care autoturismul se deplase ază pe cerc • t 2 este momentul începerii ieşirii autoturismului de pe cerc (din viraj)

• t 3 este momentul încheierii ieşirii autoturismului din viraj • (t 3 - t 2 ) este durata ieşirii autoturismului din viraj, viteza u nghiulară de rotire a volanului şi în acest caz este constantă.

În cazul general de mişcare, intrarea şi ieşirea din viraj a autot urismului se realizează cu viteza unghiulară variabilă. De asemenea, trebu ie avut în vedere faptul că relaţiile (6.3) şi (6.4) sunt valabile numai când nu se ia în considerare elasticitatea laterală a pneurilor. Relaţiile (6.1) până la (6.8) pot fi utilizate pentru studiul ambelor variante de amplasare a barelor stabilizatoare. De acest lucru trebuie să se ţină seama la scrierea ecuaţiilor diferenţiale de mişcare ale modelului dinamic echivalent autoturismului, respectiv ale maselor suspendate şi nesu spendate ale autoturismului.

6.2 Cinematica sistemului de stabilizare îmbunătăţit

Prin plasarea după axul punţii motoare-directoare a barei de stab ilizare şi cuplarea prin bielete a capetelor acesteia cu braţele cremalierei din caseta de direcţie s-a realizat un mecanism spaţial complex, care a fost co nceput astfel încât să contribuie la îmbunătăţirea stabilităţii autoturismului la intrarea şi iesirea din curbă. Schema cinematică a acestui sistem rezultă din figurile 6.1,c şi 6.2. În fig.6.2,a este prezentată vederea din faţă a acestui sistem, în fig.6.2,b este prezentată vederea de sus iar în fig.6.2,c se prezintă o vedere laterală. La acest mecanism (sistem) se păstrează neschimbate unghiurile de înclinare a pivoţilor şi fuzetelor. Noutatea constă în modificarea locului de 161


161/216

5/13/2018



Fig. 6.2

amplasare a barei stabilizatoare, în forma ei constructivă şi cele doua bielete, notate prin P i N i - bieleta corespunzătoare roţii directoare din interiorul tr aiectoriei şi P e N e - bieleta roţii din afara curbei. Analizând schema cinematică din fig.6.2 şi ţinând seama de mişcările posibile din sistem, se poate considera că la deplasarea în curbă a autoturismului punctele P i şi P e se deplasează pe suprafeţe aproximativ sferice. Tot în această situatie punctele Ni şi N e descriu cercuri de rază r m2 cu centrele pe axul geometric al barei stabilizatoare. Aceste cercuri sunt cuprinse în două plane paralele între ele şi paralele cu planul longitudinal de simetrie al autoturismului. Deoarece punctele P i şi P e descriu, la virajul autoturismului, traiectorii diferite rezultă că şi punctele N i şi N e vor parcurge arce de cerc de lungimi diferite şi ca urmare bara stabilizatoare se va răsuci (torsiona). În acest fel în bară ia naştere un moment elastic.

162


162/216

5/13/2018



Fig. 6.3

Fig. 6.4

Acest moment determină apariţia în punctele P i şi P e a unor forţe de reacţie, care limitează mişcarea de ruliu a părţii din faţă a masei suspe ndate a autovehiculului. Prin aceasta se asigură revenirea rapidă a roţilor di163


163/216

5/13/2018



rectoare în poziţiile corespunzătoare deplasării rectilinii a autoturismului şi se limitează oscilaţiile de ruliu ale caroseriei. Limitarea acestor mişcări este mai accentuată decât la soluţia constructivă existentă în fabricaţie, acest lucru se explică prin diferenţa mai mare între spaţiile parcurse de punctele P i şi P e şi cea realizată de punctele de prindere a bieletelor de braţele superioare ale suspensiei la autoturismul obişnuit. Pentru determinarea deplasărilor punctelor P i , N i , P e şi N e respectiv a deplasărilor unghiulare ψ i şi ψ e a capătului interior curbei a barei stabilizatoare şi respectiv a celui exterior; pe baza schemei de calcul din fig.6.2 şi a celei din fig.6.4 s -au determinat coordonatele acestor puncte în raport cu centrul de masă al autoturismului. Aceste coordonate sunt următoarele: • coordonatele punctului P i xPi = a

cos ( θ i

− r m1 ⋅

yPi =

− ( e1 +

l1s )

zPi =

− ( hg −

hc

− θ 0 )

rm1 ⋅ sin ( θ i

+

)−r

m1

− θ 0 )

[

⋅ 1 − cos ( θ i

− r m1 ⋅ sin ( θi − θ 0 ) ⋅

− θ 0 )] ⋅

l 1s l b

(6.9)

⋅ sin β 0 −

l 1s l b

• coordonatele punctului N i xN = a − xs + rm2 ⋅ cos ψ i i

yNi =

− l s

zNi =

−

(6.10)

hg + h

+

ha

+

rm2 ⋅ sin ψ i

• coordonatele punctului P e xPe = a yPe = zPe =

− r m1 ⋅

cos ( θ e

( e+ l ) + 1

1s

− ( hg − +

hc

− θ 0 )

rm1 ⋅ sin ( θ e

)−r

r m1 ⋅ sin ( θ e

m1

+

− θ 0 )

[

⋅ 1 − cos ( θ e

θ0 )

⋅

l 1s l b

+

θ 0 )

]⋅

l 1s l b

⋅ sin

(6.11)

β 0 +

⋅ sin α 0

• coordonatele punctului N e xNe = a

−

xs

+ rm2 ⋅

cos ψ e ;

yNe = l s ;

164


164/216

5/13/2018


zNe =

Modelarea cinematică, dinamică şi matematică hg + h + ha + rm2 ⋅ sin ψ e

−

(6.12).

Determinarea deplasărilor unghiulare ψ i şi ψ e ale capetelor barei stabilizatoare s-a facut în ipoteza că distanţele P i N i şi P e N e sunt constante, respectiv bieletele nu-şi modifică lungimea. Având în vedere această ipoteză se scriu ecuaţiile care dau lungimea bieletelor. Pentru roata directoare din interiorul curbei se scrie: l b2i

2

= ( xP − =

+

y Pi

+

z Pi

x N2 i

+

y N2 i

+

2

x Pi

+

) + (y

x Ni

i

2

Pi

−

y Ni

)

2

+ ( zP − i

− 2 ( xP ⋅ xN +

2

i

i

⋅ yN +

y Pi

2

)

z Ni i

=

)+

z Pi ⋅ z N i

(6.13)

2 z N i

Înlocuind în relaţia (6.13) coordonatele punctului N i date de ecuaţiile (6.10), după transformări se obţine: lb2i

=

+

xP2i

+

− 2 xP ⋅ ( a −

zP2i

i

⋅ (−

2 yPi ⋅ ls − 2 zPi

+ (a − +

+

y2Pi

2

xs )

(− h

2

+

g

xs )

−

2 xPi ⋅ rm2 ⋅ cos ψ i +

)−2z +h+h )

hg + h + ha

+

ls2 + rm22

h

+

+ (−

hg

Pi

2

a

)

h a ⋅ r m2 ⋅ sin ψ i

⋅ rm2 ⋅ sin ψ i + + 2(a −

xs ) ⋅ rm2 ⋅ cos ψ i +

(6.14)

Se notează: Ai

=

xPi + yPi 2

2

+ (a −

+

xs )

zPi

−

2 xPi ( a

−

+

ls2 + rm2 +

(−

2

2

xs )

+

2 yPi ⋅ l s

hg + h

+

)

−

2 zPi

2

ha

(− h

g

+

h

+

)

ha +

(6.15)

Substituind valoarea A i ,dată de relaţia (6.15), în relaţia (6.14) şi după efectuarea calculelor rezultă: 2 ⋅ rm2

⋅ (a −

+ 2⋅ ( h +

)

xs

−

x Pi ⋅ cos ψ i +

−

hg

−

ha

z Pi

) ⋅ sin ψ i ⋅ rm2 =

l b2i

−

(6.16) Ai

Se introduc notaţiile:

(

−

xs − xPi

(

+

ha

Bi = 2 ⋅ rm2 ⋅ a Ci = 2 ⋅ rm2 ⋅ h

)

−

hg

−

)

zPi

Di = lb2i − Ai

cu aceste notaţii ecuaţia (6.16) devine: Bi ⋅ cos ψ i

+

Ci ⋅ sin ψ i

=

D i

(6.17)

165


165/216

5/13/2018



Prin rezolvarea ecuaţiei trigonometrice (6.17) se obţine relaţia de calcul a unghiului ψ i , de rotire a capătului barei stabilizatoare dinspre roată din interiorul virajului, respectiv: 2

ψ i

=

i 2 ⋅ arctg C ±

2

Ci + Di Bi + D i

2

−

Bi

(6.18

Procedând în mod analog pentru capătul barei stabilizatoare din exteriorul virajului se obţine: Ae

=

xP2e + yP2e

+ (a − 2 ⋅ rm2 ⋅ a

+ 2 ⋅ ( h( + =

+

xs )

−

2

zP2e

−

+

2 s

l

+

2 m

r

−

+ (−

xs − xP ⋅ cos ψ e + e

ha

2 xPe ( a

xs )

hg

−

(

−

x s − xPe

)

(

−

x s − xPe

)

zPe

e

2 yPe ⋅ l s

hg + h

+

)

−

2 zPe

(− h

2

ha

g

+

h

+

)

ha +

(6.19)

) ) ⋅ sin ψ ⋅ r

−

−

m2

=

(6.20)

lb2e − Ae

Be = 2 ⋅ rm2 ⋅ a Be = 2 ⋅ rm2 ⋅ a De = lb2e − Ae Be ⋅ cos ψ e

+ Ce ⋅ sin ψ e = D e Din ecuaţia (6.21) se obţine: ψ e

= 2 ⋅ arctg

Ce ±

(6.21)

Ce2 + De2 − Be2 Be + D e

(6.22)

Relaţiile (6.18) şi (6.22) descriu dependenţa unghiurilor de rotire a capetelor barei stabilizatoare de unghiurile de bracare ale roţilor şi deplas area cremalierei casetei de direcţie, respectiv de geometria roţilor directoare. Împreună cu relaţiile anterioare se poate elabora un algoritm de calcul, re spectiv un program adecvat, pentru a analiza influenţa acestui tip de perturbaţii asupra comportării cinematice şi dinamice a autoturismului la deplas area curbilinie, în special la intrarea şi ieşirea din viraj. La autoturismul cu bara stabilizatoare din faţă amplasată în faţa roţilor directoare, unghiurile de rotire (torsionare) a capetelor ei sunt proporţionale cu deplasările braţelor superioare ale suspensiilor, mai exact cu d eplasarea pe verticală a pivoţilor şi roţilor, a se vedea relaţiile (6.1) şi (6.2). În acest caz se obţine: 166


166/216

5/13/2018


ψ i 0 =

Modelarea cinematică, dinamică şi matematică l p arctg s i ' ls + l s

(6.23)

Şi l s p e

ψ

e 0

=

arctg l s + l s '

(6.24)

unde: l s - este distanţa de punctul de articulare al braţului superior al

mecanismului suspensiei şi punctul de prindere al bieletei antiruliu de acest braţ l s ’ - este distanţa dintre capătul superior al pivotului şi punctul de

prindere al bieletei antiruliu de braţul superior al suspensiei. Prin relaţiile (6.23) şi (6.24) se ia în considerare influenţa barei stabilizatoare din faţă, cu amplasare obişnuită, asupra comportării autoturismului la deplasarea curbilinie, precum şi la deplasarea rectilin ie a acestuia pe drumuri cu denivelări pronunţate.

6.3 Prezentarea modelelor dinamice ale autoturismului Pentru analiza comportării cinematice şi dinamice ale autoturi smului la deplasarea rectilinie şi curbilinie pe drumuri cu denivelări şi supr a-

faţă perfect plană s-au conceput două modele dinamice echivalente complexe cu şapte grade de libertate. Aceste modele sunt prezentate în figurile 6.3 şi 6.4. Diferenţa esenţială dintre acestea constă în locul de amplasare a barei stabilizatoare din faţă. Astfel la soluţia modificată această bară este plasată în spatele axului roţilor directoare şi are capetele cuplate prin bielete de levierele casetei de direcţie, figurile 6.2 şi 6.4. Modelul dinamic echivalent al autoturismului cu amplasarea obişnuită a barei stabilizatoare este prezentat în fig.6.3. Acest model constă din următoarele mase: - m - masa suspendată a autoturismului, care execută deplasarea

verticală dupa axa C g z şi rotaţiile ϕ 1 în jurul axei C g x şi ϕ 2 în jurul axei C g y;

- m 1 - masa roţii directoare din stânga, cu deplasarea verticală z 1 ; 167


167/216

5/13/2018



- m 2 - masa roţii directoare din drepta, cu deplasarea verticală z 2 ; - m 3 - masa punţii rigide din spate, cu deplasarea verticală z 3 şi

rotaţia ϕ 3 . Masa suspendată m şi masele nesuspendate m 1 , m 2 şi m 3 sunt legate între ele şi cu suprafaţa drumului prin elementele elastice şi de amort izare ale suspensiei şi pneurilor. Constantele elastice şi coeficienţii de amortizare sunt notaţi astfel: - k 1fs şi c 1fs - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru suspensia din stânga faţă; - k 1fd şi c 1fd - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru suspensia din dreapta faţă; - k 1ss şi c 1ss - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare pentru suspensia din stânga spate; - k 1sd şi c 1sd - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru suspensia din dreapta spate; - k 2fs şi c 2fs - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru pneul din faţă stânga; -

k 2fd şi c 2fd - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare pentru pneul din dreapta faţă;

- k 2ss şi c 2ss - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru pneul din stânga spate; - k 2sd şi c 2sd - sunt constanta elastică şi coeficientul de amortizare

pentru pneul din dreapta spate. Deplasările posibile ale elementelor sistemului se încadrează în mişcările limitate pe verticală şi de rotaţie de elasticităţile lineare şi amort izările vâscoase ale pneurilor şi suspensiei. Mişcarea de bază este deplasarea liniară şi/sau curbilinie a autoturismului, peste care se suprapun oscilaţiile verticale şi de rotaţie. Factorul perturbator principal îl reprezintă microprofilul suprafeţei drumului. Pe această suprafaţă autoturismul se d eplasează rectiliniu sau curbiliniu cu diferite viteze. Modelul dinamic echiv alent al autoturismului cu soluţia modificată de amplasare şi construcţie a barei stabilizatoare din faţă este prezentat în fig.6.4. Notaţiile utilizate în acest caz sunt identice cu cele din fig.6.3. 168


168/216

5/13/2018



6.4 Modelarea matematică a mişcării autoturismului Cunoaşterea comportării cinematice şi dinamice a autoturismului la deplasarea rectilinie şi curbilinie, respectiv cunoaşterea deplasărilor rel ative dintre subansamblurile autoturismului precum şi a forţelor şi momentelor din elementele de legătură, suspensie şi pneuri, este posibilă prin sim ularea cu ajutorul calculatoarelor numerice de mare performanţă actuale. Pentru aceasta este necesar să se scrie ecuaţiile diferenţiale de mişcare ale maselor componente ale modelului dinamic echivalent al autoturismului, respectiv ale caroseriei, punţilor şi roţilor. O atenţie aparte trebuie să se acorde în acest caz descrierii matematice a factorilor perturbatori care sunt microprofilul suprafeţei drumului şi deplasările verticale ale roţilor directo are şi pivoţilor acestora la deplasarea curbilinie a autoturismului. Pentru scrierea ecuaţiilor diferenţiale de mişcare ale maselor su spendate şi nesuspendate ale autoturismului se aplică metoda echilibrului cineto-static a lui D’Alambert. Analizând modelele dinamice echivalente ale autoturismului se stabilesc mai întâi deformaţiile suspensiei şi pneurilor. Acest lucru este posibil dacă se cunosc deplasările pe verticală a punctelor de prindere a el ementelor suspensiei de caroserie şi de punţi - A, A’, B, B’, C, C’, C’’, D, D’, D’’ - şi a punctelor A’’(masa m 2 ) şi B’’(masa m 1 ).

Aceste deplasări sunt: 

z A = z - a ϕ 2 + l 1 ϕ 1

 z A'

=

z 2

l s ' l s + l s '



z B = z - a ϕ 2 - l 2 ϕ 1



zB ' = z 1



z C = z + b ϕ 2 + l 2 ϕ 1



z C’ = z 3 + l 2 ϕ 3



z C’’ = z 3 + e 2 ϕ 3

'

l s l s + l s '

169


169/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor 

z D = z + b ϕ 2 - l 2 ϕ 1



z D’ = z 3 - l 2 ϕ 3



z D’’ = z 3 - e 2 ϕ 3

Cu aceste deplasări deforamţiile arcurilor suspensiei sunt: 

d1 fs = zB − zB' = z

− a ϕ 2 − l1ϕ 1 −

l s '

z1 ' ls + l s '

= zA −



d1 fd



d1ss = z D

−

zB' = z

− a ϕ 2 + l1ϕ 1 −

z D ' = z

l s

z2 l s + l s '

+ bϕ 2 − l 2 ϕ 1 −

z3 + l 2 ϕ 3 = z

−

z3 + bϕ 2

− l 2 ( ϕ 1 − ϕ 3 )

d 1sd = zC − zC © = z + bϕ 2 + l2ϕ 1− z3 + l2ϕ 3 = z − z3 + bϕ 2 + l2 (ϕ 1 −ϕ 2 )

Deformaţiile pneurilor sunt următoarele:  d 2fs = z 1 - h la deplasarea rectilinie; fs 

d 2fs = z 1 - p e

la deplasarea curbilinie;



d 2fd = z 2 - h fd

la deplasarea rectilinie;



d 2fd = z 2 - p i

la deplasarea curbilinie;



d 2ss = z D’’ - h ss = z 3 - e 2 ϕ 3 - h ss ;



d 2sd = z C’’ - h sd = z 3 + e 2 ϕ 3 - h sd ;

înălţimile instantanee a microprofilului drumului pentru fiecare roată a autoturismului, la deplasaunde

h fs ,

h fd ,

h ss ,

h sd reprezintă

rea curbilinie a autoturismului pe un drum cu suprafaţa plană aceste înalţimi pot fi considerate nule, în acest caz excitaţia sistemului provine n umai din ridicarea verticală a roţilor. Aplicând principiul lui D’Alambert se obţin următoarele ecuaţii de mişcare pentru fiecare masă şi grad de libertate în parte: 1 fs + c1 fd d 1 fd + m z+ k 1 fs d 1 fs + k 1 fd d 1 fd + k 1ss d 1ss + k 1sd d 1sd + c1 fs d

+ c1ss d 1ss + c1sd d 1sd + k sψ e − k sψ i = 0  − l c d  1 + l1 k 1 fs d 1 fs − l1 k 1 fd d 1 fd + l2 k 1ss d 1ss − l2 k 1sd d 1sd + l1 c1 fs d m ρ x ϕ 1 fs 1 1 fd 1 fd + 2

+ l2 c1ss d 1ss − l2 c1sd d 1sd − l1 k sψ e + l1 k sψ i =0 2  − ac d  2 − a k 1 fs d 1 fs − a k 1 fd d 1 fd + bk 1ss d 1ss + bk 1sd d 1sd − ac1 fs d m ρ y ϕ 1 fs 1 fd 1 fd + + bc1ss d 1ss + bc1sd d 1sd − ak sψ e − ak sψ i = 0  − c d  m1 z1 + k 2 fs d 2 fs − k 1 fs d 1 fs − k sψ e + c2 fs d 2 fs 1 fs 1 fs = 0  − c d  m2 z2 + k 2 fd d 2 fd − k 1 fd d 1 fd + k sψ i + c2 fd d 2 fd 1 fd 1 fd = 0

170


170/216

5/13/2018


Modelarea cinematică, dinamică şi matematică  − m3 z 3 + k 2 ss d 2 ss − k 1ss d 1ss + k 2 sd d 2 sd − k 1sd d 1sd + c 2 ss d 2 ss

− c1ss d 1ss + c2 sd d 2 sd − c1sd d 1sd = 0

(6.25)

 − 3 + l2 k 1ss d 1ss − e2 k 2 ss d 2 ss − l2 k 1sd d 1sd + e2 k 2 sd d 2 sd + l2 c1ss d m3 ρ 3 x ϕ 1ss 2

− e2 c2 ss d 2 ss − l2 c1sd d 1sd + e2 c2 sd d 2 sd = 0 unde: k s este coeficientul de elasticitate al barei stabilizatoare din faţă. Sistemul de ecuaţii (6.25) reprezintă modelul matematic al autot urismului. Acest sistem permite descrierea comportării cinematice şi dinamice atât la deplasarea rectilinie a autoturismului pe drumuri cu denivelări, cât şi la deplasarea curbilinie a acestuia. Scris sub forma matriceală sistemul (6.25) are forma:

[ M ][⋅ q]+ [C ]⋅ [q ]+ [K ]⋅ [q ]+ [P ]= 0

(6.26)

unde [M ] este matricea dinamică; [C ] - matricea coeficienţilor de amortizare; [K ] - matricea constantelor elastice; [P ] - matricea factorilor perturbatori; ] ,[ q  ] , [ q ] - vectorii acceleraţii, viteze, deplasări ale sist e[ q

mului.

m 0  0  M =  0 0  0 0  C 11 C  21 C 31  C = C 41 C 51  C 61 C 71

0

0

 0   0   0  0   0  2 m ρ  3 3 x 

 z  ϕ   1  2  ϕ   = z q  1   z2     z3  ϕ    3

C 17 

 z  ϕ    1 ϕ 2    q =  z1   z2     z3 

0

0

0

0

m ρ

0

0

0

0

0

m ρ y2

0

0

0

0

0

m1

0

0

0

0

0

m2

0

0

0

0

0

m3

0

0

0

0

0

C 12

C 13

C 14

C 15

C 16

C 22

C 23

C 24

C 25

C 26

C 32

C 33

C 34

C 35

C 36

C 42

C 43

C 44

0

0

C 52

C 53

0

C 55

0

C 62

C 63

0

0

C 66

 C 27  C 37   0  0   C 67 

C 72

C 73

0

0

C 76

C 77 

2 x

ϕ 3  171


171/216

5/13/2018



 K11 K  21  K31 K =  K 41   K51  K61   K71  P 11 0  0 P =  0  0 0  0

K12

K13

K14

K15

K16

K22

K 23

K 24

K 25

K 26

K32

K 33

K 34

K 35

K 36

K 42

K 43

K 44

0

0

K52

K 53

0

K 62

K 63

0

0

K 66

K 72

K 73

0

0

K 76

0

0

0

0

0

P 22

0

0

0

0

0

P

0

0

0

33

K55 0

0

0

P 44

0

0

0

0

0

P 55

0

0

0

0

0

P 66

0

0

0

0

0

K17 

 K 27  K 37  0   0  K 67   K 77 

 z   ϕ   1  ϕ 2  q =  z 1     z 2   z 3     ϕ 3 

 0   0  0   0  0   P 77  0

unde elementele componente ale matricei [C ] sunt: C 11 = c 1 f s + c 1 f d + c 1 s s + c 1 s d C 12 = - l 1 c 1 f s + l 1 c 1 f d - l 2 c 1 s s + l 2 c 1 s d C 13 = - ac 1 f s - ac 1 f d + bc 1 s s + bc 1 s d - l 2 c 1 s d '

C 14 = − c1 f s

l s l s + l s ′ '

C 16 = - c 1 s s - c 1 s d

'

C 15 = − c1 f d

l s ′'

l s + l s

C 17 = l 2 c 1 s s

C 21 = l 1 c 1 f s - l 1 c 1 f d + l 2 c 1 s s - l 2 c 1 s d C 22 = l 1 2 c 1 f s + l 12 c 1 f d - l 2 2 c 1 s s + l 2 2 c 1 s d C 23 = - al 1 c 1 f s + al 1 c 1 f d + bl 2 c 1 s s - bl 2 c 1 s d + l 2 2 c 1 s d C 24 = −l1 c1 f s C 25 = c1 f d

l s ' l s + l s ′'

l1 ⋅ l s ' l s + l s ′'

C 26 = - l 2 c 1 s s + l 2 c 1 s d

C 27 = l 2 2 c 1 s s

C 31 = - ac 1 f s - ac 1 f d + bc 1 s s + bc 1 s d 172


172/216

5/13/2018



C 32 = al 1 c 1 f s - al 1 c 1 f d - bl 2 c 1 s s + bl 2 c 1 s d C 33 = a 2 c 1 f s + a 2 c 1 f d + b 2 c 1 s s + b 2 c 1 s d - bl c 1 s d a ⋅ l s '

C 34 = c1 f s

C 36 = - bc 1 s s - bc 1 s d

l s + l s ′' a ⋅ l s '

C 35 = c1 f d

C 37 = bl 2 c 1 s s

′'

l s + l s

C 41 = - c 1 f s

C 45 = 0

C 42 = l 1 c 1 f s

C 46 = 0

C 43 = ac 1 f s

C 47 = 0 l '

C 44 = c 2 f s + c1 f s l +s l ′' s s

C 51 = - c 1 f d

C 55 = c 2 f d + c1 f d

C 52 = - l 1 c 1 f d

C 56 = 0

C 53 = ac 1 f d

l s ' ′'

l s + l s

C 57 = 0

C 54 = 0

C 61 = - c 1 s s - c 1 s d C 62 = l 2 c 1 s s - l 2 c 1 s d

C 65 = 0

C 63 = - bc 1 s s - bc 1 s d + l 2 c 1 s d

C 66 = c 1 s s + c 2 s d + c 1 s d + c 2 s d

C 64 = 0

C 67 = - l 2 c 2 s s - l 2 c 1 s s + l 2 c 2 s d

C 71 = l 2 c 1 s s - l 2 c 1 s d

C 75 = 0

C 72 = - l 2 2 c 1 s s - l 2 2 c 1 s d

C 76 = - l 2 c 1 s s + l 2 c 2 s s + l 2 c 1 s d + l 2 c 2 s d

C 73 = l 2 2 bc 1 s s - l 2 2 c 1 s d

C 77 = l 2 2 c 1 s s + l 2 2 c 2 s s + l 2 2 c 2 s d

C 74 = 0

elementele componente ale matricei [K ] sunt: K 11 = k 1 f s + k 1 f d + k 1 s s + k 1 s d K 12 = - l 1 k 1 f s + l 1 k 1 f d - l 2 k 1 s s + l 2 k 1 s d 173


173/216

5/13/2018



K 13 = - ak 1 f s - ak 1 f d + bk 1 s s + bk 1 s d - l 2 k 1 s d '

l s

K 14 = − k1 f s

K 16 = - k 1 s s - k 1 s d

l s + l s ′ '

'

l

s

C 15 = − k1 f d ' l s + l s ′

K 17 = l 2 k 1 s s

K 21 = l 1 k 1 f s - l 1 k 1 f d + l 2 k 1 s s - l 2 k 1 s d K 22 = l 1 2 k 1 f s + l 1 2 k 1 f d - l 2 2 k 1 s s + l 2 2 k 1 s d K 23 = - al 1 k 1 f s + al 1 k 1 f d + bl 2 k 1 s s - bl 2 k 1 s d + l 2 2 k 1 s d '

K 24 = −l1 k1 f s

l s

K 26 = - l 2 k 1 s s + l 2 k 1 s d

l s + l s ′'

l1 ⋅ l s '

K 25 = k1 f d

K 27 = l 2 2 k 1 s s

l s + l s ′'

K 31 = - ak 1 f s - ak 1 f d + bk 1 s s + bk 1 s d K 32 = al 1 k 1 f s - al 1 k 1 f d - bl 2 k 1 s s + bl 2 k 1 s d K 33 = a 2 k 1 f s + a 2 k 1 f d + b 2 k 1 s s + b 2 k 1 s d - bl k 1 s d a ⋅ l s '

K 34 = k1 f s l s + l s ′'

K 36 = - bk 1 s s - bk 1 s d

a ⋅ l s '

K 35 = k1 f d

K 37 = bl 2 k 1 s s

l s + l s ′'

K 41 = - k 1 f s

K 45 = 0

K 42 = l 1 k 1 f s

K 46 = 0

K 43 = ak 1 f s

K 47 = 0

K 44 = k 2 f s + k1 f s

l s ' l s + l s ′ '

K 51 = - k 1 f d

K 55 = k 2 f d + k1 f d

K 52 = - l 1 k 1 f d

K 56 = 0

K 53 = ak 1 f d

l s ' l s + l s ′'

K 57 = 0

174


174/216

5/13/2018



K 54 = 0

K 61 = - k 1 s s - k 1 s d K 62 = l 2 k 1 s s - l 2 k 1 s d K 63 = - bk 1 s s - bk 1 s d + l 2 k 1 s d

K 65 = 0 K 66 = k 1 s s + k 2 s d + k 1 s d + k 2 s d

K 64 = 0

K 67 = - l 2 k 2 s s - l 2 k 1 s s + l 2 k 2 s d

K 71 = l 2 k 1 s s - l 2 k 1 s d

K 75 = 0

K 72 = - l 2 2 k 1 s s - l 2 2 k 1 s d

K 76 = - l 2 k 1 s s + l 2 k 2 s s + l 2 k 1 s d +

l 2 k 2 s d K 73 =

l 2

K 74 = 0

2 bk 2 1 s s - l 2 k 1 s d

2

K 77 =

l 2

k 1 s s + l 2

2

2

k 2 s s + l 2

k 2 s d

elementele componente ale matricei [P ] sunt: P 1 = k s ψ e - k s ψ i

P 5 = k s ψ i - k 2 f d h fd

P 2 = - l 1 k s ψ e + l 1 k s ψ i

P 6 = - k 2 s s h ss - k 2 s d h sd

P 3 = - ak s ψ e - ak s ψ i P 4 = - k s ψ e - k 2 f s h fs

P 7 = e 2 k 2 s s h ss - e 2 k 2 s d h sd

- variabilele de forma q au semnificaţia:

z fiind deplasarea verticală a centrului de masă;

ϕ 1 rotaţia masei suspendate în jurul axei C g x (unghi de ruliu); -

ϕ 2 rotaţia masei suspendate în jurul axei C g y (unghi de tangaj); -

z 1 deplasarea pe verticală a roţii punţii din faţă stânga; z 2 deplasarea pe verticală a roţii punţii din faţă dreapta; -

-

z 3 deplasarea pe verticală a masei punţii rigide din spate; -

ϕ 3 - rotaţia punţii din spate în jurul axei m 3 x iar variabilele de forma  q

 reprezintă vitezele respectiv acceleraţiile corespunzătoare. respectiv q

Pentru rezolvarea sistemului de ecuaţii diferenţ iale s-a utilizat programul matematic de calcul Maple V . Pentru ca sistemul de ecuaţii (6.26), să poată fi rulat cu ajutorul programului matematic de calcul Maple V , s-a scris următoarea relaţie: 175


175/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor eq[ i ]

=

 ∂ 2  ∂ t 2

M [ i, j ] 

 + 

x[ i ] ( t ) 

 ∂  x[ i ] ( t )  +  ∂ t 

C [ i , j ] 

K[ i , j ] x[ i ] ( t )

+

P[ i ] = 0 ;

(6.27)

unde: M [i,j] sunt elementele componente ale matricei dinamice (a maselor); C [i,j] - elementele componente ale matricei de amortizare; K [i,j] - elementele componente ale matricei constantelor elastice; P [i] - elementele componente ale matricei factorilor perturbatori;

şi:

i = 1...7, j = 1...7.

Utilizând metoda Laplace , pentru rezolvarea sistemului de ecuaţii diferenţiale cu programul de mai sus, a rezultat o soluţie analitică de forma:

x[ i ] ( t )

= −

P [ i ] K [ i, j ]

+

2

1 ζ t   [ i ] ( 0 ) ξ sin  M[ i, j ] x  2 M   [ i, j ] 

C[ i, j ] P [ i ] ξ sin 

+

ζ t

1



  2 M [ i, j ] 

+

+

ζ

ζ

 1 ζ t  P [ i ] ξ cos  2 M   [ i, j ]  K [ i , j ]

ζ

+

 1 ζ t   + + x [ i ] ( 0) ξ cos  2 M [ i , j ]  

;

(6.28) −

unde: ζ = 4 K[ i , j ] M[ i , j ]

1 ζ t C[ i , j ] x [ i ] ( 0 ) ξ sin   2 M   [ i, j ] 

− C [2i, j ] şi

ξ = e

1 C[ i , j ] t 2 M [ i , j ]

 [ i ] ( 0 ) şi , iar x

x [ i ] ( 0 ) ţin

seama de condiţiile iniţiale de la care se pleacă în rezolvarea sistemului. Din estimările făcute a rezultat că, pentru o mai bună analiză comp arativă a rezultatelor simulate faţă de cele obţinute pe cale experimentală, e ste util să se dezvolte în serie Taylor termenii ce îi conţin pe sin

β x şi 2

e ρ x .

Procedând în acest sens rezultă: sin

β x 2

=

1 2

β x

e ρ x = 1 + ρ x +

unde:

1 2

β =

−

1 48

ρ 2 x2

ζ M [ i, j ]

β 3 x3 +

+

1 6

1 3840

ρ 3 x3

şi

+

β 5 x 5

1 24

+ ...

ρ 4 x4

ρ =

−

+

1 120

ρ 5 x5

+ ...

(6.29)

1 C [i , j ] 2 M [ i , j ]

176


176/216

5/13/2018



La dezvoltarea în serie (6.29) s -au folosit termenii până la puterea a-5-a, termenii de ordin superior pot fi neglijaţi având valori nesemnificative.

Pe de altă parte în produsul ξ sin

β t 2

si ξ cos

β t 2

s-au luat în considerare acei

termeni a căror produs dau puterea 5-a pentru soluţiile (6.28).

6.5 Modelarea geometrico-cinematică Datorită simetriei mecanismului faţă de planul de simetrie longit udinal-vertical al autoturismului, se va considera numai jumătate din mec anismul suspensie-direcţie, partea din stânga fig.6.5 pentru care se vor defini

parametrii geometrici ai mecanismului şi se va efectua studiul cinematic. Acest mecanism conţine trei conture M 0 MNN0 , N 0 QQ0 , GECA, în soluţia clasică la care se mai adaugă un contur pentru soluţia propusă.

6.5.1 Definirea parametrilor geometrico-constructivi ai mecanismului

La studiul comportării cinematice a me canismului suspensiedirecţie sunt necesari parametrii geometrico-constructivi, a căror definire se va face în sisteme ataşate elementelor componente ale mecanismului.

6.5.1.1 Parametrii geometrico-constructivi ai caroseriei

Pentru caroserie, parametrii geometrico-constructivi se definesc în sistemul central OXYZ legat de caroserie, sistem fix deoarece caroseria este considerată bază a mecanismului, ale cărei plane sunt: - XOY - planul de zero al caroseriei (planul cel mai de jos, plan

tehnologic de aşezare a caroseriei la prelucrare), - YOZ - planul vertical-transversal care trece prin axa punţii dire c-

toare, - XOZ - planul de simetrie vertical -longitudinal al autoturismului. 177


177/216

5/13/2018



În acest sistem se definesc punctele şi axele de prindere la caroserie ale elementelor mecanismului suspensie-direcţie.

Fig. 6.5

Axa de rotaţie a braţului inferior al mecanismului de suspensie M 0 ’ M 0 ’’ se defineşte printr-un punct şi două unghiuri fig.6.5 şi an u-

me prin: - coordonatele X Mo , Y Mo , Z Mo ale punctului fix M 0 , punct definit pe subansamblul braţului inferior al suspensiei, ca intersecţie a axei de rotaţie

a braţului cu perpendiculara dusă pe el din centrul articulaţiei sferice, - unghirile ψ 01 şi υ 01 formate de axa de rotaţie a braţului cu axa OX

în planul orizontal fig.6.5 respectiv vertical-longitudinal; sensul pozitiv al unghiurilor este considerat sensul trigonometric (sensul antiorar). Definirea

axei de rotaţie prin unghiurile ψ 01 şi υ 01 faţă de axa OX este cea mai raţională deoarece axa de rotaţie a braţului este paralelă cu OX . Axa de rotaţie a subansamblului braţului superior al mecanismului de suspensie

Este definită prin două puncte, fig.6.6: - coordonatele X Ro , Y Ro , Z Ro ale punctului R 0 de prindere la caroserie

a tirantului de reglare a unghiului de fugă,

178


178/216

5/13/2018



- coordonatele X No ’ , Y No’ , Z No’ ale punctului N 0 ’ de prindere la carose-

rie a pârghiei propriu-zisă a suspensiei. În cazul nostru N ob ≡ N 0 ’ şi R 0 ∈ XN 0b

Fig. 6.6

Axa cremalierei

Este paralelă cu axa OY , şi se defineşte prin coordonatele punctului G , punct care aparţine planului XOZ , adică X G , Z G sau coordonatele X E , Z E ale punctului E .

Poziţia punctului Q 0 Punctul Q 0 este punctul de prindere la caroserie a amortizorului şi se

defineşte prin coordonatele X Qo , Y Qo , Z Qo .

6.5.2 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului braţului inferior al suspensiei

Pentru

braţul

inferior

parametrii

geometrico-constructivi

se

definesc în sistemul M 0 X Mo Y MoZ Mo, cu originea în M 0 şi axele:

- M 0 X Mo - axa de rotaţie a pârghiei, - M 0 Y Mo - axa cinematică M 0 M a braţului, - M 0 Z Mo - axa perpendiculară pe planul celorlalte două, cu care

formează un sistem triortogonal drept fig.6.8.

179


179/216

5/13/2018



Fig. 6.7

Punctul M reprezintă centrul articulaţiei sferice dintre braţul 1 şi fuzeta 2, iar M 0 reprezintă piciorul perpendicularei din M pe axa de rotaţie. Distanţa M 0 M  reprezintă lungimea cinematică a pârghiei şi se notează l 1 = M 0 M .

Poziţia planului (P 1 ) de aşezare al corpului articulaţiei sferice pe braţul inferior al suspensiei este

definită,

în

sistemul

M 0 X MoY Mo Z Mo , de unghiul: µ 1 - unghiul dintre

dreapta d 1 , care este dreapta de intersecţie a planului de aşezare a corpului articulaţiei sferice cu planul Y Mo Z Mo , şi axa M 0 Y Mo. fig.6.9.

Fig. 6.8

Fig. 6.9

180


180/216

5/13/2018



6.5.3 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului braţului superior al suspensiei

Parametrii geometrici ai braţului superior se definesc în sistemul braţului N 0 ’X No’ YNo’ ZNo’ cu originea în punctul N 0 ’ şi axele: - N 0 ’Y N - axa perpendiculară pe N 0 ’X No’ şi cuprinsă în planul NN 0 ’X No’ ,

- N 0 ’Z No’ - axa perpendiculară pe planul celorlalte două, cu care

formează un sistem triortogonal drept fig.6.10, - N 0 ’X No - axa alezajului braţului.

Fig. 6.10

- Parametrii geometrici caracteristici braţului superior l 3b = N 0b N  - lungimea nominală a braţului, - X R(No’), Y R(No’), Z R(No’) - coordonatele nominale ale punctului R, de

prindere a tirantului pe braţ, faţă de originea N 0 ’, - X Q(No’), Y Q(No’) , Z Q(No’) - coordonatele nominale ale punctului R, de

prindere a amortizorului pe braţ, faţă de originea N 0 ’. Poziţia planului (P 3 ) de aşezare a corpului articulaţiei sferice pe braţul superior al suspensiei este definită, în sistemul N 0 ’X No Y No Z No de unghiul: 181


181/216

5/13/2018



µ 3 - unghiul dintre dreapta d 3 (dreapta de intersecţie a planului de

aşezare a corpului articulaţiei sferice cu planul care trece prin NN 0b şi este perpendicular

pe

axa

alezajului braţului) şi axa Y No’ pozitiv în sens trigonometric. Tirantul

are

rolul de a regla unghiul de fugă datorită lungimii variabile Fig. 6.11

l t = R 0 R

 , a cărei valoare nominală este funcţie de pa-

rametrii geometrici ai braţului superior şi de poziţia, pe caroserie, a punct ului R 0 , punct care este amplasat pe axa alezajului braţului superior fig.6.11.

6.5.4 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului fuzetei

Pentru subansamblul fuzetei, parametrii geometrici se definesc în sistemul FX F Y F Z F cu originea în punctul F (punctul de intersecţie al supraf eţei de sprijin axial al rulmentului interior cu axa fuzetei) şi cu axele: - FY F - axa fuzetei, - FZ F - axa aleasă astfel ca M ∈ (planului Y F Z F ), - FX F - perpendiculara pe planul celorlalte două axe, cu care for-

mează un sistem triortogonal drept fig.6.12.a.

182


182/216

5/13/2018



Fig. 6.12

Dreptele FY F şi MN sunt concurente, deci N ∈ (planului Y F Z F ) iar axa FX F este perpendiculară pe planul format de axa fuzetei şi dreapta MN fig.6.13. În acest sistem se definesc parametrii fuzetei: X M(F) ; Y M(F) ; Z M(F) - coordonatele centrului articulaţiei sferice inf erioare faţă de originea F, X N(F); Y N(F) ; Z N(F) - coordonatele centrului articulaţiei sferice superioare faţă de originea F, X C(F); Y C(F) ; Z C(F) - coordonatele centrului articulaţiei sferice dintre fuzetă şi bieletă, faţă de originea F, X T(F); Y T(F); Z T(F) - coordonatele centrului roţii (punctul de intersectie al planului median al roţii cu axa fuzetei) faţă de originea F, r =  TK , d g , raza statică a pneului şi, respectiv, diametrul jantei. Poziţiile bolţurilor articulaţiilor sferice din M, N şi C se definesc, în sistemul FX F Y F Z F , prin unghiurile: - ε M(F) - pentru articulaţia sferică inferioară, - ε N(F) - pentru articulaţia sferică superioară, - ε C(F) - pentru articulaţia sferică de legatură cu bieleta.

Unghiurile ε sunt definite în planul X F Y F , între proiecţia în plan a axei bolţului şi axa FZ F , cu semnul pozitiv cel trigonometric fig.6.12.b.

183


183/216

5/13/2018



Fig. 6.13

6.5.5 Parametrii geometrico-constructivi caracteristici subansamblului bieletei de direcţie

Pentru subansamblul bieletei fig.6.14, parametrii geometrici se definesc în sistemul EX EY E Z E cu originea în punctul E (punct situat pe axa alezajului bolţului de legatură cu cremaliera, la jumătatea distanţei dintre

cele două urechi fig.6.15) şi cu axele: - EX E - axa alezajului bolţului, - EY E - axa perpendiculară pe EX E şi situată în planul CEX E , - EZ E - perpendiculară pe planul celorlalte două axe, cu care for-

mează un sistem

triortogonal drept fig.6.14.

184

Fig. 6.14


184/216

5/13/2018



Poziţia centrului C al articulaţiei sferice, în planul X E Y E , este def inită prin: l 4 = CE  si e 4 = EC 0 

(e 4

poate fi pozitiv sau negativ). Poziţia planului (P 4 ) de aşezare a corpului articulaţiei sferice pe bieletă este definită, în sistemul EX EY EZ E , de unghiul: η 4 - unghiul dintre dreapta D 4

(dreapta de intersecţie a planului de aşezare a corpului articulaţiei sferice a bieletei cu

Fig. 6.15

un plan perpendicular pe d 4 ) şi axa EX E fig.6.15.

6.6

Analiza geometrico-cinematică

Din punct de vedere cinematic, la deplasarea autoturismului, modificarea poziţiei mecanismului de ghidare, duce la:

• modificarea unghiurilor de poziţie ale pivotului roţii, adică α → α 0 , β → β 0 deci ∆α = α − α 0 şi ∆β = β − β 0

(6.27)

• modificarea unghiurilor de poziţie ale fuzetei roţii, adică γ ο → γ , δ ο → δ deci ∆γ = γ − γ ο ş i ∆δ = δ − δ ο

(6.28)

• modificarea ecartamentului autoturismului şi a ampatamentului, E 0 → E, L 0 → L deci ∆E = E → E 0 şi ∆L = L → L 0 .

• modificarea direcţiei de mers a autoturismului prin rotaţia roţii în jurul axului pivotului cu unghiul ∆ϕ a = ϕ a − ϕ ο , fenomen cunoscut sub denumirea de, bracare indusă, adică θ r = ∆ϕ a = ϕ a − ϕ ο .

Toate aceste modificări sunt nedorite, ele având efect negativ asupra stabilităţii şi maniabilităţii în mers a autoturismului.

Obiectivul analizei cinematice este stabilirea funcţiilor care expr imă modificările amintite. Parametru independent este considerat unghiul ϕ 1 185


185/216

5/13/2018



de rotaţie a pârghiei 1 a mecanismului. Poziţia iniţială a mecanismului se consideră corespunzătoare autoturismului static la sarcina nominală fig.6.16. Mecanismul de ghidare din fig.6.16 este caracterizat în poziţia iniţiala de 23 de parametrii geometrici, dintre care 9 lungimi şi 14 unghiuri de poziţie. Aceştia sunt: l 1 = M 0 M, l 2 = MN, l 3 = N 0 N, m =

MA, n = MA 0 , p = A 0 T, r = TK, a = AC, l = CE respectiv α 0 , β 0 , γ 0 , δ 0 , ψ 01 , υ 01 , ψ 03 , υ 03 ,

Fig. 6.16

ϕ 01 şi ϕ 03

− unghiuri de poziţie

iniţială ale elementelor 1 şi 3 ale mecanismului fig.6.17, ϕ 0 − unghiul levierului AC cu axa X’ fig.6.17, (u 5x ) o , (u 5y ) o , (u 5z ) o - cosinuşii directori ai bieletei CE în sistemul M 0 XYZ. Elementele M 0 N 0 şi M 0 E sunt mărimi de închidere ale conturelor M 0 MNN0 M0 respectiv M 0 MACEM0 . Toţi ceilalţi parametrii geometrici constanţi, necesari în calculele care vor urma, se vor calcula ca mărimi de închidere ale diferitelor conture ale mecanismului, funcţie de cei 23 parametri geometrici precizaţi anterior.

Versorii direcţiilor elementelor conturelor în sistemul XYZ folosind sistemele de referinţă din fig.6.17 sunt daţi de relaţiile:

' 0i 0i i 0i 0i 0i i  u ix  sin ψ cos (ϕ − ϕ ) − cos ψ sin υ 'sin(ϕ − ϕ )   u iy  =  − cos ψ 0 i cos( ϕ 0 i − ϕ i ) − sin ψ 0i sin υ0i sin(ϕ 0 i − ϕ i ) (i =

 u iz  

− cos υ0' i sin( ϕ 0i − ϕ i )

1;3)

(6.29)



υ’ 0i = arctg (tg υ 0i cos ψ 0i )

(6.30)

α’ = arctg (tg α cos β)

(6.31)

γ’ = arctg (tg γ cos δ)

(6.32)

Mărimile l 4 = M0 N 0 şi direcţia versorului u 4 sunt date de: 186


186/216

5/13/2018



Fig. 6.17

l4

=

2

XN0

+ YN2 + 0

2

(6.33)

ZN 0

iar mărimea d 0 = M 0E şi direcţia versorului u 0 sunt date de d0

=

XE2

+

YE2

+

(6.34)

ZE 2

Aceste calcule se fac pentru ϕ 1 = 0°, α = α 0 , β = β 0 , ϕ = ϕ 0 ş i ϕ 3 = 0° Unghiurile curente de poziţie ale pivotului se obţin din conturul patrulater M 0 MNN 0 M 0 , fiind date de: l1u1x − l3u3 x − l4 u4 x

β

=

arctg

α '

=

arcsin 

(6.35)

l1u1z − l3u3 z − l4 u4 z

 − l1u1 y+ 

l3u3

+

y

l4 u4  y

l 2

 ; α = 

 1  cos β

arctg 

 

tg α ' 

(6.36)

Unghiul ϕ 3 necesar pentru calculul mărimilor u 3x , u 3y , u 3z din relaţiile anterioare, se obţine tot din conturul M 0 MNN0 M 0 fiind dat de: ϕ 3

=

2 arctg

A1 +

+ B12 − C12 B1 + C 1 2

A1

(6.37)

187


187/216

5/13/2018



   l  A1 =  u 1x − 4 u 4 x  ( sin ψ 03 sin ϕ 03 + cos ψ 03 sin υ03' cos ϕ 03 ) + l 1       l  +  u 1 y − 4 u 4 y  ( − cos ψ 03 sin ϕ 03 + sin ψ 03 sin υ03' cos ϕ 03 ) + l 1        +  u 1z − l 4 u 4 z  cos υ03' cos ϕ 03 l 1       l  B1 =  u 1x − 4 u 4 x  ( sin ψ 03 cos ϕ 03 − cos ψ 03 sin υ03' sin ϕ 03 ) + l 1        +  u 1 y − l 4 u 4 y  ( − cos ψ 03 cos ϕ 03 − sin ψ 03 sin υ03' sin ϕ 03 ) − l 1        −  u 1z − l 4 u 4 z  cos υ03' sin ϕ 03   2 l 21 2 2  C 1 = − l 1 + l3 + l4 − l 2 + l 4 ( u1x u4 x + u1 y u4 y + u1z u4 z ) 2 l1l 3 l 3 în care:  (6.38) Modificările unghiurilor pivotului, la dezbaterea suspensiei, vor fi deci: ∆β = β − β 0 , ∆α = α − α 0

Pentru stabilirea unghiurilor curente de poziţie ale fuzetei roţii se foloseşte conturul M 0 MACEM0 , din care se calculează unghiul ϕ de poziţie al levierului AC şi tinând cont de faptul că ∠ (u 2 , u p ) = constant ⇒ u 2 u p = C 1 respectiv ∠ (u a , u p ) = constant ⇒ u a u p = C 2 . Valorile constantelor C 1 şi C 2 se stabilesc scriind aceste produse scalare pentru ϕ 1 = 0°, adică: C 1 = u 2 u p pentru α = α 0 , β = β 0 , δ = δ 0 , γ = γ 0 C 2 = u a u p

pentru α = α 0 , β = β 0 , ϕ = ϕ 0 , δ = δ 0 , γ = γ 0

(6.39)

Unghiul ϕ a este dat de: ϕ a

=

2 arctg

A2 +

+ B22 − C22 B2 + C 2 2

A2

(6.40)

unde:

     d d −  u 1x − 0 u0 x  sin β sin α ' +  u 1 y − 0 u0 y  cos α ' −  u 1z − l 1 l 1          d 0 d 0 B2 =  u 1x − u0 x  cos β −  u 1z − u 0 z  sin β l 1 l 1     A2 =

d 0 l 1

 

' u 0 z  cos β sin α

188


188/216

5/13/2018


Modelarea cinematică, dinamică şi matematică C 2 = 

2 1

l

+

m2 + a 2 − l 2 + d 02

2 al 1

d 0

±

a

u1u 0 

d m m u1u 2 + 0 u u a a l 1 2 0

(6.41)

Variaţia unghiului ϕ a numită şi bracare indusă este dată de: θ r = ϕ α − ϕ 0

Din condiţiile (6.39) se obţine sistemul

 C1 = u2 x sin δ   C2 = uax sin δ

cos γ

'

− u2 y cos δ

cos γ

'

− uay cos δ

cos γ

'

− u2 z sin γ '

cos γ

'

− u2 z sin γ

'

din care, notând cu t 1 = sin δ cos γ’ , t 2 = cos δ cos γ ’ şi t 3 = sin γ ’ şi tinând seama ca t 1 2 + t 2 2 + t 3 2 = 1 se va scrie:

− B5 − t 3 =

2

B5

−

A5 C5

şi t 1 = A 3 t 3 + B 3 , t 2 = A 4 t 3 + B 4

A5

(6.42)

în care: A3 = B 3 =

u2 yu az − u ayu2 z

− u2 x uay +

uax u2 y

A4 =

−y C1u ay − u2 x uay + uax u2 y C2 u2

u2 x uaz − uax u2z

− u2 x uay +

B 4 =

uax u2 y

C2 u2 x − C1uax

− u2 x uay +

uax u2 y

(6.43)

A 5 = A 3 2 + A 4 2 + 1 ; B 5 = A 3 B 3 + A 4 B 4 ; C 5 = B 3 2 + B 4 2

Se obţin astfel unghiurile: δ = arctg

t 1

(6.44)

t 2

 1  cos δ

γ = arcsin t 3 , γ = arctg 

 

' tgγ 

(6.45)

Modificările unghiurilor de poziţie ale fuzetei, la dezbaterea su spensiei, vor fi deci: ∆γ = γ − γ 0 , ∆δ = δ − δ 0 Modificările ecartamentului ∆E şi a ampatamentului ∆L autoturis-

mului sunt date de ∆E = - Y K + (Y K ) 0 respectând ∆L = X K - (X K ) 0 în care X K ,

Y K sunt coordonatele punctului K de contact a roţii cu solul. Se vor obţine: ∆E= l 1 [-u 1y + (u 1y ) 0 ] + n[-u 2y + (u 2y ) 0 ] + p[-u py + (u py ) 0 ] + r[-u ry + (u ry ) 0 ] (6.46)

respectiv py ) 0 ∆L= l 2 [-u 1x + (u 1x ) 0 ] + n[-u 2x + (u 2x ) 0 ] + p[-u py + (u ] + r[-u ry + (u ry ) 0 ] (6.47)

∆E şi ∆L calculându-se pentru: α = α 0 , β = β 0 , δ = δ 0 , γ = γ 0 , ϕ 1 = 0° 189


189/216

5/13/2018



6.6.1 Date iniţiale Tabelul 6.1

Denumirea mărimii

Sistemul de

referinţă

Notaţie

U/M

Valoarea

1

2

3

4

0

X mo Coordonatele punctului M 0

OXYZ

-6

Y Mo

mm

Z Mo Unghiurile de poziţie ale axei de rotaţie a braţului inferior

OXYZ

34

ψ 01

grade şi

0°0’

υ 01

minute

0°0’

X N’o Coordonatele punctului N 0 ’

Coordonatele punctului R 0

Coordonatele punctului Q 0

OXYZ

8,92

Y N’o

OXYZ

mm

247,5

X Ro

- 311,48 mm

247,5

X qo

8,92

Y Qo

mm

mm

Z E X Vo

Coordonatele punctului V 0

OXYZ

Unghiul de poziţie al planu-

Y Vo

M 0 X MoY Mo Z

mm

ţului superior

__

3b

300,14 - 84

120,19 l

1

µ 1

Mo

lui (P 1 )

Lungimea constructivă a bra-

__

95,62 12,21

Z Vo Lungimea cinematică a braţului inferior

- 490,65

633,99

X E

OXYZ

- 328

Z Ro

Z Qo Coordonatele punctului E

- 328

Z N’o Y Ro

OXYZ

- 326

grade şi minute

l

mm 275

- 26°0’

mm 241

190


190/216

5/13/2018


Modelarea cinematică, dinamică şi matematică Tabelul 6.1 (continuare)

Coordonatele punctului R

Coordonatele punctului Q

X R(No’)

N 0 ’ X No’ Y No’ Z

Y R(No’)

No



lui (P 3 )

No’

mm

5

X Q(No’)

0 mm

Z Q(No’)

µ 3

Coordonatele punctului N

Coordonatele punctului C

Coordonatele punctului T

FX F Y F Z F

grade şi minute

mm

- 88,64

X N(F)

0 mm

127,16

X C(F)

115,51 mm

toare

190,18

X T(F)

0

Y T(M)

__

g

Unghiul de poziţie al axei bolţului articulaţiei sferice

FX F Y F Z F

ε M(F)

mm

Unghiul de poziţie al axei FX F Y F Z F

ε N(F)

FX F Y F Z F

ε C(F)

din N

Unghiul de poziţie al axei bolţului articulaţiei sferice

- 12,4 0

d

grade şi

mm 342

- 19°20’

minute

din M

bolţului articulaţiei sferice

123,57

Z C(F)

Z T(F) Diametrul jenţii roţii direc-

82,66

Z N(F) Y C(M)

FX F Y F Z F

47,09

Z M(F) Y N(M)

FX F Y F Z F

- 11°10’ 0

Y M(F)

FX F Y F Z F

- 151,8 - 27,6

X M(F) Coordonatele punctului M

- 220

Z R(No’) Y Q(No’)

No’

Unghiul de poziţie al planu-

19

din C

grade şi minute

grade şi minute

- 5°1’

6°33’

191


191/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Tabelul 6.1 (continuare)

Dimensiuni constructive ale bieletei

__

l 4

mm

240

e 4

mm

13

Unghiul de poziţie al planului (P 4 )

grade şi EX EY E Z E

η 4

minute

5°30’

X T2(F) Coordonatele punctului T 2

FX F Y F Z F

Y T2(F)

0 mm

65

Z T2(F) Lungimea maximă amortizor Lungimea în sarcină amortizor

__

L max __

0 mm

L sarcina

480 mm

410

Lungimea minimă amortizor

__

L min

mm

370

Cursa maximă a cremalierei

__

S max

mm

60/60

6.7

Determinarea poziţiei centrului de masă

Determinarea poziţiei centrului de masă se realizează cu mari probleme şi cheltuieli importante. O modalitate mai simplă şi efectivă de determinare a poziţiei ce ntrului de masă este metoda experimentală prin cântărire. De obicei, coordonatele complete ale centrului de masă se determină pentru masa totală m aximă constructivă a automobilului [138],[171]. În cazul autoturismelor se va examina atât autoturismul gol cât şi autoturismul încărcat cu doi şi cinci ocupanţi cu încărcătura normală în volumul portbagajului. Ocupanţii vor avea în jur la 170 cm înălţime şi o greutate de aproximativ 70 kg.

6.7.1 Determinarea coordonatelor orizontale ale centrului de masă

Determinarea coordonatelor orizontale ale centrului de masă se f ace prin calcul, utilizându-se rezultatele măsurărilor de mase efectuate.

192


192/216

5/13/2018



Notaţiile cotelor şi unghiurilor, utilizate în calcule, necesare determinării coordonatelor orizontale ale centrului de masă, sunt cele prezentate în fig.6.18. La cântărire autoturismul se aşează pe o suprafaţă dreaptă şi or izontală, iar una dintre punţi se află pe platforma cântarului fig.6.19. Roţile

punţii care se află pe platforma cântarului se vor roti liber, pentru a nu introduce sarcini suplimentare în mecanismul de cântărire. Suma maselor cântărite ale punţii din faţă m f şi din spate m s dau masa totală a autoturismului m tot deci m tot = m f + m s

(6.48) Scriind ecuaţiile de momente în raport cu punţile faţă respectiv spate vom obţine relaţiile de calcul a distanţei pe orizontala dintre centrul de masă şi puntea faţă respectiv puntea spate. l f = m s L / m tot

(6.49)

l s = m f L / m tot = ( m tot - m s ) L / m tot = L - l f

(6.50)

unde: l f - distanţa, pe ori-

zontală, dintre centrul de masă şi puntea din faţă l s - distanţa, pe ori-

zontală, dintre centrul de masă şi puntea din spate m f - masa repartiza-

tă pe puntea din faţă m s - masa repartiza-

tă pe puntea din spate m tot - masa totală a

autoturismului L

- ampatamentul

autoturismului Fig. 6.18

193


193/216

5/13/2018



6.7.2 Determinarea înălţimii centrului de masă

Determinarea înălţimii centrului de masă al autoturismului se re alizează pe cale experimentală, utilizând valorile obţinute la cântărirea autoturismului aşezat succesiv în poziţie orizontală, înclinată cu diferite unghiuri şi cu diferite încărcături, fie cu puntea din faţă fie cu puntea din spate pe cântar fig.6.18, fig.6.20 şi anexa 6 fig.6.1 şi fig.6.2. Înălţimea centrului de masă se determină, de obicei, pentru masa totală maximă constructivă a autovehiculului.

Fig. 6.19

Fig. 6.20

La autoturisme sau alte autovehicule destinate transportului de persoane, înălţimea centrului de masă se determină pentru sarcina utilă maximă constructivă adică încărcate cu oameni, manechine sau prin alte metode de simulare care să asigure în mod corespunzător, condiţiile normale de trafic, repartizarea de sarcini [171],[172]. Se determină mai întâi înălţimea maximă h B la

care se poate ridica puntea din faţă sau pu ntea spate fig.6.21, în acest timp cealaltă punte este aşezată cu roţile pe platforma cântarului, se determină masa m s ce revine acestei punţi, în poziţie orizontală şi ridicată până la înălţiFig. 6.21

194


194/216

5/13/2018



mea h b aflată experimental, fig.6.22 puntea considerată în această situaţie

este puntea din spate. Pentru suspendarea autoturismului s -a folosit un vehicul automacara cu braţ telescopic fig.6.23. Autoturismul se ridică la înă lţimi diferite h i şi se măsoară de fiecare dată masele respective m shi sau m fhi ce revin punţii considerate, unde i = (1,2,3,4,5,6,7) i = 1 = 0 cm iar în funcţie de încărcătura h B = i = 5 sau 7 = 740 sau 800 cm.

Fig. 6.23

Fig. 6.22

Pentru obţinerea de rezultate cu erori minime înălţimea de ridicare h i a punţii din afara

platformei cântarului trebuie să fie astfel aleasă încât unghiul de înclinare α a autoturismului să fie mai mare de 10°, după care se va mări din 2,5° în 2,5° adică înălţimea de ridicare se va mări cu cel puţin 100 mm la fiecare

Fig. 6.24

195


195/216

5/13/2018



măsurătoare. Pentru siguranţa şi buna desfăşurare a măsurătorilor se va avea în vedere realizarea următoarelor cerinţe:

• roţile punţii, din afara platformei cântarului, care va fi ridicată, se aşează într-un dispozitiv care să nu permită rularea lor înspre înainte sau înapoi şi totodată mişcarea autoturismului fig.6.24;

• instalaţia de frânare (frâna de serviciu şi frâna de ajutor) nu vor fi acţionate, ele vor fi libere, iar maneta schimbătorului de viteze se va afla în poziţia neutră (punct mort)

• roţile situate pe platforma cântarului trebuie să se rotească uşor astfel încât să nu fie introduse sarcini suplimentare în dispozitivul de cântărire al platformei, ceea ce ar conduce la rezultate eronate ale măsurătorii

• măsurătorile autoturismului gol va trebui să îndeplinească condiţia de deplasare normală a autoturismelor pe drumurile publice, adică: - plinurile făcute la: 

instalaţia de alimentare (minim 90 % din capacitatea rezervorului)





instalaţia de răcire; instalaţia de frânare;



instalaţia de ungere;



nivelul lichidului din bateria de acumulator;

- trusa de scule; - roata de rezervă;

la care se mai adauga cerinţele impuse de Decret lege 328/1966 revăzut şi republicat în 1994, privind circulaţia autoturismelor pe drumurile publice, adică: - centuri de siguranţă; - trusa medicală; - stingător; - triunghi reflectorizant.

• ambele punţi vor fi prevăzute cu dispozitive de siguranţă împotriva comprimării-destinderii suspensiei în timpul ridicării punţii din afara platformei cântarului. Aceste dispozitive vor permite comprimarea suspens i196


196/216

5/13/2018



ei, comprimare care va fi luata în considerare, în timpul încărcării autot urismului cu doi şi cinci ocupanţi cu volumul portbagajului plin

• pentru ca deformarea pneului să poată fi neglijată şi raza din amică a roţii să rămână neschimbată pe tot parcursul măsurătorilor, presiunea aerului în pneu se va ridica până la valori cuprinse între 3,0... 3,5 bari.

• în timpul măsurătorilor trebuie aflate numai acele valori care sunt influenţate de unghiul de înclinare α adică înălţimea de ridicare h i şi diferenţa de mase ale aceleaşi punţi m p - m pi

⇒ ∆m pi . Celelalte valori cum ar fi amp atamentul L , masa autoturismului m tot şi raza dinamică a roţii r din ramânând neschimbate. Pentru măsurarea înălţimii de ridicare h i s-a realizat dispozitivul de măsurare

în

fig.6.25

şi

fig.6.26.

Fig. 6.25

Înălţimea centrului de masă

se va calcula cu relaţia: h g

prezentat

= ( L − l s ) ⋅  m si m − 1  s

ctg α

+

(6.51

rdin

sau h g

=

L ⋅

( m − m ) s

tot

( m ⋅ tg α ) +

(6.52)

r din

tot

unde: r din - raza dinamică a

roţii m s şi m si - sarcina

pe roţile punţii din spate în poziţie orizontală şi respectiv ridicată la înălţimea h i α - unghiul de înclinare.

Se mai poate scrie: Fig. 6.26


197

197/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor ∆m L h g = ⋅ ⋅ L2 − hB2 + r din m tot h B

(6.53)

În tabelul 6.2 sunt date valorile medii ale coordonatelor centrului de masă după [170]. Tabelul 6.2

Parametrul l f / L

l s / L

h g / L

Sarcina

Autoturisme

gol

0.45 - 0.54

încărcat

0.49 - 0.55

gol

0.55 - 0.46

încărcat

0.51 - 0.45

gol

0.160 - 0.260

încărcat

0.165 - 0.260

Pentru determinarea înălţimii centrului de masă a autoturismului s-au efectuat măsurători de determinare a încărcării punţilor din faţă şi din

spate, la diverse unghiuri de înclinare a autoturismului. Rezultatele obţinute în urma acestor măsurători sunt prezentate în tabelele 6.3, 6.4 ş i 6.5. De asemenea, în aceste tabele sunt trecute şi variaţiile încărcării punţilor, ca lculate fată de încărcarea acestora în poziţia orizontală a autoturismului. Tabelul 6.3

Parametrii măsuraţi şi calculaţi ai autoturismului fără sarcină

∆m f [kg]

m s [kg]

∆ms [kg]

α [°]

tgα

Nc

h B [m]

m f [kg]

1

0

545

0

400

0

0

0

2

0.3

565.2

20.2

420.9

20.9

7.060

0.124

3 4

0.4 0.5

569.5 573.9

24.5 28.9

426.1 430.3

6.1 30.3

9.431 11.820

0.166 0.209

5

0.6

578.6

33.6

435.6

35.6

14.229

0.254

6

0.7

583.3

38.3

439.6

39.6

16.665

0.299

7

0.8

588.9

43.9

444.2

44.2

19.131

0.347

Nc

l s /L

l f /L

h g /L

l s [m]

l f [m]

h g [m]

1

0.477

0.523

_

1.408

1.033

_

2

0.498

0.502

0.223

1.460

0.981

0.604

198


198/216

5/13/2018


Modelarea cinematică, dinamică şi matematică Tabelul 6.3 (continuare)

3

0.503

0.497

0.210

1.471

0.900

0.572

4

0.507

0.493

0.202

1.482

0.959

0.553

5

0.512

0.488

0.197

1.495

0.946

0.540

6

0.517

0.483

0.192

1.507

0.934

0.529

7

0.523

0.477

0.190

1.521

0.920

0.524

Tabelul 6.4

Parametrii măsurati şi calculaţi ai autoturismului încărcat cu două persoane

3

5

4

6

0

1

2

Nc

h B [m]

m f [kg]

1

0

600

0

465

0

0

0

2

0.3

624.1

24.1

489.7

24.7

7.060

0.124

0

1

2

3

4

5

6

7

3

0.4

628.0

28.0

494.4

29.4

9.431

0.166

4

0.5

639.3

39.3

500.2

35.2

11.820

0.209

5

0.6

639.1

39.1

505.2

40.2

14.229

0.254

6

0.7

644.5

44.5

510.8

45.8

16.665

0.299

7

0.8

651.5

51.5

516.8

51.8

19.131

0.347

∆mf [kg]

m s [kg]

∆m s [kg]

α [°]

7

tgα

Nc

l s /F

l f /L

h g /L

l s [m]

l f [m]

h g [m]

1

0.463

0.537

_

1.375

1.066

_

2

0.486

0.514

0.237

1.430

1.011

0.638

3

0.490

0.510

0.218

1.439

1.002

0.591

4

0.500

0.500

0.228

1.465

0.976

0.579

5

0.500

0.500

0.205

1.465

0.976

0.561

6

0.505

0.495

0.200

1.477

0.964

0.540

7

0.512

0.488

0.198

1.493

0.948

0.545

199


199/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Tabelul 6.5

Parametrii măsuraţi şi calculaţi ai autoturismului cu sarcină maximă

∆m f [kg]

m s [kg]

∆ms [kg]

α [°]

tgα

Nc

h B [m]

m f [kg]

1 2

0 0.3

620 647.5

0 27.5

760 788.2

0 28.2

0 7.060

0 0.124

3

0.4

652.3

32.3

793.0

33.0

9.431

0.166

4

0.5

658.6

38.6

798.8

38.8

11.820

0.209

5

0.6

665.8

45.8

803.5

43.5

14.229

0.254

6

0.7

665.8

45.8

803.5

43.5

16.665

0.299

7

0.8

678.2

58.2

816.4

56.4

19.131

0.347

Nc

l s /L

l f /L

h g /L

l s [m]

l f [m]

h g [m]

1

0.449

0.551

_

1.097

1.344

_

2

0.469

0.531

0.293

1.145

1.296

0.714

3

0.473

0.527

0.268

1.154

1.287

0.654

4

0.477

0.523

0.258

1.165

1.276

0.630

5

0.482

0.518

0.253

1.178

1.263

0.618

6

0.482

0.518

0.230

1.178

1.263

0.562

7

0.491

0.509

0.240

1.200

1.241

0.567

În fig.6.27 sunt prezentate variaţiile încărcării punţilor autoturismului în funcţie de unghiul de înclinare al acestuia, din timpul probelor. Valorile măsurate pentru ∆m (variaţia încărcării) sunt prezentate punctual, conform legendei din figură. Se constată că în toate situaţiile de î ncărcare ale autoturismului (gol, semiîncărcat, încărcat la sarcină totală) ∆m variază liniar în funcţie de unghiul de înclinare al autoturismului. Pe această bază s-au trasat trei drepte care trec prin originea sistemului de coordonate, care are pe abscisă tg α (înclinarea) şi pe ordonată ∆m . S-a notat cu ∆m f variaţia încărcării punţii din faţă şi cu ∆m s variaţia încărcării punţii din spate. Indicele 0 din legenda figurii 6.27 corespunde autoturismului gol, indicele 2

200


200/216

5/13/2018



∆m5 = 55 pentru tgα = 0.30 ∆m2 = 48 pentru tgα = 0.30 60 ∆m0 = 42 pentru tgα = 0.30 55 50 45 40 ] 35 g k [ 30 m ∆

25

∆mf

20

∆ms

15

2

0

∆mf

0

∆ms

2

∆mf5 ∆ms

10 5

5

0 0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

tg α

Fig. 6.27

încărcării autoturismului cu două persoane şi indicele 5 încărcării cu cinci persoane plus bagaje. Această diagramă permite determinarea cu uşurinţă a valorilor ∆m , care intervin în calculul înălţimii centrului de masă,

cu relaţia (6.53).

Inaltimea de ridicare h [ m ]

0,3

0,4

0,5

0,6

B

0,7

0,72

] 0,68 m [ c

0,9

fara sarcina cu doua persoane cu sarcina maxima

0,70

h

0,8

0,66

s 0,64 a a m e d 0,62 i u l u r 0,60 t n e c 0,58 a e m i t 0,56 l a n I

0,54 0,52 0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

0,40

tg α

Fig.6.28

201


201/216

5/13/2018



Pe baza rezultatelor prezentate în tabelele 6.3, 6.4 si 6.5, respectiv în nomograma din fig.6.27, s-au trasat grafic curbele de variaţie a înălţimii centrului de masă în funcţie de unghiul de înclinare (respectiv înălţimea de ridicare h B ), fig.6.28 şi ale variaţiei distanţei centrului de masă faţă de puntea din faţă în funcţie de înclinarea autoturismului (tg α) , fig.6.29. Analizând graficul din fig.6.28 s-a stabilit o valoare medie a înălţimii centrului de masă h g = 620 mm pentru autoturismul încărcat la sarcină maximă. Din fig.6.29 s-a stabilit o distanţă medie de la centrul de masă la puntea din faţă l f = a = 1064.7 mm. Aceste valori s-au utilizat apoi la mode-

larea cinematică, dinamică şi matematică a autoturismului în vederea simulării comportării lui la deplasarea curbilinie.

1.10 fara sarcina cu doua persoane cu sarcina maxima

1.09 1.08 1.07 1.06 ] 1.05 m 1.04 [ l f 1.03

1.02 1.01 1.00 0.99 0.98 0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

tg α

Fig. 6.29

202


202/216

5/13/2018


Bibliografie

Bibliografie

[1]

Abăitancei D., Marincaş D.

Fabricarea şi repararea autovehiculelor

ru-

tiere. EDP Bucureşti 1982 [2]

Alexandru P.

Contribuţii la teoria mecanismelor de direcţie ale autovehiculelor rutiere. Teză de doctorat. I.P.Bucureşti 1971

[3]

Alexandru P., Manolescu N.

Stabilirea schemelor cinematice optime ale mecanismelor de direcţie ale autovehiculelor. Buletinul CONAT, pag.63-71, vol.XIX-A 1977

[4]

Alexandru P., ş.a.

Variante cinematico-constructive ale mecanismului de direcţie cu cremalieră. Buletinul CONAT vol. I pag.319-328 Braşov 1980

[5]

Alexandru P., Dudiţă Fl., Jula A., Benche V.

[6]

Amurăriţei Gh., Scheiber E.

Mecanismele direcţiei autovehiculelor. Editura Tehnică Bucureşti 1977 Analiza numerică. Curs şi culegere de probleme. Universitatea Braşov 1983

[7]

Anohin V.I.

Automobilul. Traducere din limba rusă. Editura Tehnică Bucureşti 1954

[8]

Anohin V.I.

Automobile sovietice. Îndrumător. Editura Tehnică Bucureşti 1957

[9]

Antoniu M.

Măsurări electrice şi electronice. Institutul Politehnic Iaşi 1976

[10]

Baumann E.

Elektrische Kraftmesstechnik.VEB Verlag Technik Berlin 1976

[11]

Baumann E.

Sensortechnik für Kraft und Drehmoment. Reihe Automatisierungstechnik. VEB Verlag Technik Berlin 1983

[12]

Belea V., Vartolomei M.

Metode algebrice şi algoritmi de sinteză opt imală a sistemelor dinamice. Editura Academ iei Române Bucureşti 1985

[13]

Bendat J., Piersol A.

Engineering applications of correlation and spectral analysis. John Wiley & Sons, Inc. New York 1980

[14]

Bernstein H., Joachim B.

P.C.-Labor. Markt & Technik Buch-und Sof-


203/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor tware-Verlag Gmbh & CO 1993 [15]

Die verdrehung der radebene in folge der

Berthold G.

Aufhängungskinematik und der elastischen Deformation. KFT nr.12, 1973 [16]

Sensoren mit Dünfilm-Dehnungsmesstreifen aus metallischen und halbleitenden

Bethe K.

Materialien NTG 1982 [17]

Industrielle Winkelmesstechnik. Expert-Verlag

Beyer W.

Gmbh Ehningen bei Böblingen 1989 [18]

Biner

J.,

Obermeier

Hennig

W.,

Sensors and Acutators. NTG New York 1983

E., Schaber H.,

Cutter D.

[19]

Bodea M., ş.a.

Aparate electronice pentru măsurare şi control. EDP Bucureşti 1985

[20]

Bohner M.

Fachkunde Kraftfahrzeugtechnik Verlag E uropa-Lehrmittel, Naurney, Vallnuer Gmbh CO Haan-Gruiten 1992

[21] [22]

Bonfig K.W., Walff J., Witfhied

Sensoren, Messaufnehmer. Expert Verlag-

J. Bartz.

Ehningen bei Böblingen 1988

Bosch

Kraftfahr Technisches Taschenbuch. 21 Auflage. VDI-Verlag Düsseldorf 1991

[23]

Buzdugan GH.

[24]

Buzdugan Gh., Blumenfeld M.

Măsurarea vibraţiilor mecanice. Editura Tehnică Bucureşti 1964 Tensometria electrică rezistivă. Editura Tehnică Bucureşti 1966

[25]

Buzdugan Gh., ş.a.

Măsurarea vibraţiilor. Editura Academiei Române Bucureşti 1979

[26]

Buzdugan Gh., ş.a.

Vibraţii mecanice. Editura Tehnică Bucureşti 1982

[27]

Câmpian O., ş.a.

Posibilităţi de filtrare a oscilaţiilor torsionale în transmisia autovehiculelor. E.S.F.A. Buc ureşti 1991

[28]

Câmpian V., ş.a.

Aparat spaţiu-viteză-timp. Universitatea din Braşov 1976

[29]

Câmpian V., ş.a.

Automobile. Universitatea din Braşov 1989

[30]

Câmpian V., ş.a.

Cercetări privind solicitările dinamice din transmisiile autovehiculelor. Contract nr. 18 Universitatea Transilvania Braşov 1991

204


204/216

5/13/2018

[31]


Bibliografie Unele aspecte privind posibilităţile de studiu

Câmpian V., ş.a.

ale transmisiei cardanice. CONAT Universitatea Transilvania Braşov 1993 [32]

Tehnologii speciale de fabricare şi reparare a

Chiru A., Marincas D.

autovehiculelor. Universitatea Transilvania Braşov 1991 [33]

Ciobanu M., Leuciuc D.,

Influenţe ale oscilaţiilor suspensiei asupra

Costache G.

comportării dinamice ale altor subansamble ale automobilelor. CONAT Universitatea

Transilvania Braşov 1993 [34]

Construcţia şi calculul automobilului.

Ciudakov E.A.

Masghiz 1951 [35]

Teoria automobilului. Traducere din limba

Ciudacov E.A.

rusă. Institutul de documentare tehnică Bucureşti 1958 [36]

Consideraţii asupra modelării pneului de a u-

Cocoşilă M., Negruş E.

tomobil în legătură cu trecerea roţii peste obstacole. A V-a Consfătuire Naţională Creativitate în Construcţia, Fabricarea şi Repararea automobilelor. Pitesti 1992 [37]

Dancea I., Ivan M., Kremer St.

Metode de optimizare. Editura Dacia Cluj 1976

[38]

Deutsch I.

Rezistenţa materialelor. EDP Bucureşti 1976

[39]

Dieter S.

Kraftfahrzeug Electronik. Verlag Technik Berlin 1991

[40]

Vibraţii neliniare şi aleatoare. Editura Acade-

Dincă F., Teodosiu C.

miei Române Bucureşti 1979 [41]

Drăghici I., Ivan M., St., Lăcătuş V.,

[42]

Petrescu M. Dudiţă Fl., ş.a.

Kremer

Macarie V.,

Suspensii şi amortizoare. Editura Tehnică Bucureşti 1970 Sistematizarea structurală a mecanismelor de ghidare a punţii la automobile. Buletinul Simp. IFTOM vol.IV pag.61-70 Bucureşti 1981

[43]

Filip I.

Încercarea autovehiculelor. Academia Militară Bucureşti 1985

[44]

Fleck K.

Schutz elektronischer Systeme gegen äussere Beeinflussungen. VDE Verlag Gmbh Berlin 1981

[45]

Floegel E.

Forth Handbuch. Grundlagen, Einfürung,


205/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Beispiele. Hofacker Holzkirchen 1982 [46]

Calculul şi construcţia automobilelor. EDP

Frăţilă Gh.

Bucureşti 1977

[47]

Gautschi G.H.

Piesoelektrische Messtechnik und neuere Entwicklungen in der Mehrkomponenten Kraft- und Momentmessung. Birkhäuserverlag Basel 1972

[48]

Elektronik im Auto, mit Handbuch für

Gebauer H.

Polizeiradar. Hofacker Holzkirchen 1982 [49]

Cercetări privind posibilităţile de îmbunătăţire

Ghejan P.

a confortabilităţii autocamioanelor de capac itate mică şi medie. Teză de doctorat. Universitatea Transilvania Braşov 1995 [50]

Mecanica automobilului. Editura Tehnică Bu-

Ghiulai C.

cureşti 1965 [51]

Dinamica autovehiculelor. EDP Bucureşti

Ghiulai C., Vasiliu C.

1975

[52]

Cum funcţionează automobilul. Traducere din

Gold B.V.

limba rusă. Editura Tehnică Bucureşti 1956 [53] [54]

Măsurarea electrică a mărimilor neelectrice.

Grave H.F.

Editura Tehnică Bucureşti 1966 Teoria, calculul şi constructia motoarelor pen-

Grünwald B.

tru autovehicule rutiere. EDP Bucureşti 1980 [55]

Suspension optimization of a 2 -DOF Vehicle

Hac A.

model using a stochastic optimal control technique. Jurnal of Sound and Vibration 100(3) 1985 [56]

Haken H.

LaserTheory.Springer -Verlag.

[57]

Hales F.D.

Berlin(West), Heidelberg, New York 1970 Automobile Stability. Tehn. Memorandum, 151. Stewens Inst. of Tehnology 1968

[58]

Matrix Computer Methods of Vibration

Hatter D.J.

Analysis. John Wiley & Sons New York 1973 [59] [60]

Hilohi

C.,

Untaru

M.,

Metode şi mijloace de încercare a automobile-

Drută Gh.

lor. Editura Tehnică 1982

Hock A.

Hochfrequenzmesstechnik, Teil 1 + Teil 2. Expert-Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen

[61]

Hofmann D.

Handbuch Messtechnik und

206


206/216

5/13/2018


Bibliografie Qualitätssicherung. VEB Verlag Technik Berlin 1977

[62]

Holzweissig F., Meltzer G.

Messtechnik der Maschinendynamik. VEB Fachbuchverlag Leipzig 1973

[63]

Homentcovschi D.

[64]

Ionescu G., ş.a.

Funcţii complexe cu aplicaţii în ştiinţă şi tehnică. Editura Tehnică Bucureşti 1986 Traductoare pentru automatizări industriale. Editura Tehnică Bucureşti 1985

[65]

Ixaru G.I.

Metode numerice pentru ecuaţii diferenţiale cu aplicaţii. Editura Academiei Bucureşti 1973

[66]

Jaeger J.C., Newstead G.H.

Introducere în teoria transformatei Laplace, pentru tehnică. Editura Tehnică Bucureşti 1971

[67]

Jamin W.K.

Das Sofware Lexicon. Expert -Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen 1988

[68]

Katzsch R.

Benutzerhandbuch HIGHSCREEN Personal computer (version 1.2) Würselen 1994

[69]

Kummer H.W., Meyer W.E.

Verbesserter Kraftschluss zwischen Reifen und Fahrbahn-Ergebnisse einer neuen Reibungstheorie. ATZ 69, pag. 245-251; 382386. 1967

[70]

Lang G.F.

Understanding Vibration Measurements. Nicolet Scientific Corporation Application Note 9, 1975

[71]

Lan iv V.I.

Rostogolirea unui pneu de automobil. Onti 1937

[72]

Larionescu D.

Metode numerice. Editura Tehnică Bucureşti 1989

[73]

Laschet A., Engelmann P.

System indentification using computer simulation methods. 91037 EAEC pag. 188 194 Strasbourg 1991

[74]

Leuciuc D.

Studiul amortizării vibraţiilor din transmisia autoturismelor tot-teren. Universitatea Transilvania Braşov 1995

[75]

Leuciuc D., ş.a.

Suspension Oscilation Influences upon Dynamic Behaviour of Other Automobiles Sub Parts. 945084 Tehnical Papers FISITA 1994

[76]

Leuciuc D., Costache G.

Mathematical Models for Suspension and


207/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Driveline Study. International Conference of Automobiles for Student’s and Young Engineers Bucureşti 1992 [77]

Limann O.

[78]

Lîsov M.I.

Sensible Sensoren. Franzis-Verlag München 1981

Mecanismele de direcţie ale automobilelor. Masghiz 1950

[79]

Lorenz C.

Basic Programmier-Handbuch. Einfürung und Nachschlagewerk. Hofacker Holzkirchen 1984

[80]

Lücke H.U., Renz W.

Mobiles, rechnergesteuertes Messdatenerfassungs - und-auswertesystem für den Fahrzeugeinsatz VDI 1981

[81]

Macarie T., Potincu GH.,

Inflence de la traction integrale sur la

Filip N., Mitrache A.

maniabilite de l’automobile. CONAT Braşov 1993

[82]

Macarie T.

Contribuţii la dinamica autoturismelor ech ipate cu tracţiune integrală. Teză de doctorat. Universitatea Transilvania Braşov 1994

[83]

Macarie T.

Influence de la traction integrale sur la maniabilite de l’automobile CONAT Braşov 1993

[84]

Macarie T., ş.a.

Frânarea - mijloc de control al tracţ iunii integrale. A V-a Consfătuire Naţională Piteşti 1992

[85]

Macarie T., ş.a.

Asupra creşterii stabilităţii automobilului prin optimizarea forţelor de frânare. A VII-a Conf erinţă Naţională Piteşti 1997

[86]

Marinescu D., Trandafirescu M.

P.C. pentru începători plcând de la zero. M anualul cumpărătorului utilizatorului progra-

matorului de P.C. Editura Teora Bucureşti 1993

[87]

Marinescu Gh., ş.a.

Probleme de analiză numerică rezolvate cu calculatorul. Editura Academiei Române B ucureşti 1987

[88]

Merz L.

Grundkurs der Messtechnik, Das elektrische Messen nichtelektrischer Grössen. R. Oldenburg-Verlag München 1980

208


208/216

5/13/2018

[89]


Bibliografie Milliken W.F., Whitcomb W., Research in Automobile Stability and Control Segel L.

and in Tyre Performance. The Institution of Mechanical Engineers. London 1956

[90]

Milliken W.F., Milliken D.L.

Race car vehicle dynamics. SAE MA 01923

[91]

Mitschke M.

Danvers 1995 Dynamik de Kraftfahrzeug. Antrieb und Bremsung. Springer-Verlag Heidelberg Berlin 1982

[92]

Mitschke M., Fehlauer J.

Einfluss der Radaufhängungskinematik auf des Fahrverhalten. Deutsches Kraftfahr - und Strassenverkehrstechnik nr. 231 pag. 5-38 1973

[93]

Mitschke M.

Dynamik der Kraftfahrzeuge. Fahrverhalten. Springer-Verlag Heidelberg 1990

[94]

Mitschke M.

Dynamik der Kraftfahrzeuge. Schwingungen. Springer-Verlag Heidelberg 1984

[95]

Năstăsoiu S.

Studiu în vederea proiectării şi realizării unui stand cu flux de energie închis pentru încerc area punţilor motoare ale autocamioanelor. Universitatea din Braşov 1973

[96] [97]

Nagy T.

Exploatarea autovehiculelor. Universitatea din

Nagy T., Sălăjan C.

Braşov 1973 Exploatarea şi tehnica transportului auto. EDP Bucureşti 1982

[98]

Negoiţă C., Ivan M.

Aparate electronice pentru măsurarea mărimilor geometrice. Editura Tehnică Bucureşti 1970

[99]

Negruş E., ş.a.

Tester mobil pentru încercarea complexă a anvelopelor în condiţii de drum. Institutul Pol itehnic Bucureşti 1979

[100]

Negruş E., ş.a.

Sistem cu traductor fotoelectric şi afişare numerică pentru măsurarea deplasărilor mari. Bul. Conf. nat. de automobile şi tractoare. Braşov 1980

[101] [102]

Negruş E., Soare I.,Bejan

Încercarea autovehiculelor. EDP Bucureşti

N.,Tănase F.

1982

Negruş E.

Măsurarea forţelor din pata de contact dintre pneu şi cale în condiţii de rulare. Revista


209/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Transporturilor nr. 7-8 1983 [103] [104]

Negruş E., Soare I.,

Cercetarea experimentală a autovehiculelor.

Tănase F.

Institutul Politehnic Bucureşti 1982

Nicolae A.

Unele contribuţii la optimizarea răspunsului dinamic al suspensiei de autoturisme. Univ. Politehnică Bucureşti 1993

[105]

Nicolau Th., ş.a.

Măsurări electronice în industrie. Editura Tehnică Bucureşti 1964

[106]

Nurhadi I., ş.a.

Computer simulation of vehicle performance. The Sixth International Pacific Conference on Automotive Engineering vol.II Seoul 1991

[107]

Obermeier E., Reichl H.

Messwerterfassungssysteme und Sensorprinzipien. Elektronik 1979

[108]

Otsuka K., Shimizu K.

Summer Course on Martensitic Transformations. Katholike Universiteit Leuven, pagina 81, 1982

[109]

Ott H.W.

Noise reduction techniques in electronic systems. John Wiley & Sons New York 1976

[110]

Pacejka H.B.

Lateral dynamics of road vehicles. International Journal of Vehicle System Dynamics 1986

[111]

Pereş Gh., ş.a.

Cercetări privind stabilirea solicitărilor dinamice din transmisia autovehiculelor 8x8. Revista Construcţiilor de Maşini vol.31 nr.6/1979

[112]

Pereş Gh., ş.a.

Studiul solicitărilor din transmisiile autovehiculelor pentru obţinerea unei dimensionări optime. Contract nr. 44 Universitatea din Braşov fazele I/1980 şi a II-a/1982

[113]

Pereş Gh., ş.a.

Model dinamic generalizat pentru studiul solicitărilor din transmisia autovehiculelor de t ipul 8X8. Sesiunea ştiinţifică a Academiei Mil itare Bucureşti 1984

[114]

Pereş Gh., ş.a.

Influenţa factorilor constructivi şi de exploatare asupra solicitărilor dinamice din transmisia autotractorului cu şa tip 16.320 FS. ROBOT PRASIC Braşov 1986

210


210/216

5/13/2018

[115]


Pereş Gh., ş.a.

Bibliografie Determinarea solicitărilor din transmisia autovehiculelor echipate cu cutii de viteze 8S. Co ntract nr. 163/1983 Universitatea din Braşov 1986

[116]

Pereş Gh., ş.a.

Cercetări teoretice şi experimentale în vederea realizării unui model funcţional de autoturism Aro 10 (4x4) cu motor dispus transversal. Co ntract nr.69/1987 Universitatea din Braşov 1989

[117]

Pereş Gh., ş.a.

Solicitări dinamice în transmisiile mecanice ale autovehiculelor. R.I.A. nr. 1,2/1990 şi nr.1/1993

[118]

Pereş Gh., ş.a.

Studiul vibraţiilor la autoturisme echipate cu suspensie tip McPherson. E.S.F.A. Bucureşti 1991

[119]

Pereş Gh., ş.a.

Cercetări privind dinamicitatea şi economicit atea autovehiculelor. Contract nr. 19 Universitatea Transilvania Braşov 1991

[120]

Petersen A.

Magnetoresistive Sensoren im Kfz. Anwendungen: Positions-, Winkel- und Strommessung Elektronik 34 pag.99-102

[121]

Petersen R.E.

München 1985 Big book of auto repair. Kalton C. Lahue Los Angeles 1980

[122]

Pevzner I.M.

Încercarea stabilităţii unui automobil. Masghiz 1946

[123]

Pevzner I.M.

[124]

Popescu S.

Teoria stabilităţii automobilelor. Masghiz 1947 Solicitări dinamice în transmisia tractoarelor agricole pe roţi. Teză de doctorat. Universitatea

[125]

Potincu Gh., Hara V.,

din Braşov 1970 Automobile. EDP Bucureşti 1980

Tabacu I.

[126]

Preda I.

Studiul solicitărilor din transmisia autoturi smelor de teren, în vederea optimizării acesteia. Teză de doctorat. Universitatea Transilvania Braşov 1993

[127]

Preda I., Ailenei N.

Methode zur digitalen erfassung und registrierung des weges, der geschwindichkeit


211/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor und der beschleunigung mit hilfe des messrades. CONAT Braşov 1985 [128]

Preda I., ş.a.

Sistem cu microprocesor pentru achiziţia de date experimentale la încercarea autovehicule-

[129]

Preda I., ş.a.

lor. E.S.F.A. Bucureşti 1987 Algorithm for computing space in free runnig. R.I.A. nr.2/1990

[130]

Preukschat A.

Fahrwerktechnik-Antriebsarten. Vogel-Verlag Würzburg 1985

[131]

Profos P.

Industriellen Messtechnik. Vulkan Verlag Essen 1974

[132]

Pop E., ş.a.

Tehnici moderne de măsurare. Editura Facla Timişoara 1983

[133]

Radu N.Gh., ş.a.

Rezistenţa materialelor. Lucrări de laborator. Universitatea din Braşov 1988

[134]

Reimpell J.

Fahrwerktechnik: Stossdämpfer. VogelBuchverlag Würzburg 1983

[135]

Reimpell J.

Fahrwerktechnik: Lenkung. Vogel-Buchverlag Würzburg 1984

[136]

Reimpell J.

Fahrwerktechnik: Radaufhängungen. VogelBuchverlag Würzburg 1986

[137]

Reimpell J.

Fahrwerktechnik: Grundlagen. VogelBuchverlag Würzburg 1988

[138]

Reimpell J., Stoll H.

Fahrwerktechnik: Stoss- und Schwingungsdämpfer. Vogel-Buchverlag Würzburg 1989

[139]

Reiniger G.

Drehwinkelmessung mit Magnetfeldsensoren. Electronik 35 , 23 pag.129-136. 1986

[140]

Richter W.

Grundlagen der elektrischen Messtechnik. VEB

[141]

Rotenberg R.V.

Verlag Technik Berlin 1985 Oscilaţiile automobilelor şi proiectarea suspensiei. Industria automobilului nr.10 1947

[142]

Rotenberg R.V.

[143]

Ruge I.

Teoria suspensiei automobilului. Masghiz 1951 Sensorik und Mikroelektronik. VDE -Verlag NTG 1986

[144]

Rumsiski L.Z.

Prelucrarea matematică a datelor experimentale. Îndrumar. Editura Tehnică Bucureşti 1974

[145]

Scheiber E., Lixăndroiu D.

MathCAD, prezentare şi probleme rezolvate.

212


212/216

5/13/2018


Bibliografie Editura Tehnică Bucureşti 1994 [146]

Seitz N.

Distribuţia forţei de tracţiune şi a presiunii în suprafaţa de rezemare a unui pneu care rulează repede. ATZ nr.8/1967

[147]

Seitz N.

Acţiunea forţelor în suprafaţa de contact a pneurilor care rulează repede. U.D.I. 1968

[148]

Seitz N., ş.a.

Aparat pentru înregistrarea vitezelor unghiulare lente. Revista transporturilor nr.9 1971

[149]

Seitz N., ş.a.

Sistem cu microprocesor pentru controlul şi comanda optimă a schimbării treptelor de vit eze la cutia de viteze tip 16S cu care este echipat autotractorul DAC 16.360 FSL. Contract nr.63 Universitatea Transilvania Braşov 1990

[150]

Shampine L.F., Gordon M.K.

Computer solution of ordinary differential solutions. The initial value problem. Freeman W.H. San Francisco 1975

[151]

Soare I.

Instalaţii şi utilaje pentru încercarea automob ilelor şi tractoarelor. Institutul Politehnic Braşov 1969

[152]

Sperling D.

Kraftfahrzeug -Elektronik. Verlag Technik Gmbh Berlin 1991

[153]

Stoicescu A.

Dinamica autovehiculelor, vol. 1 şi 3, Institutul Politehnic Bucureşti 1980 - 1986

[154]

Stratulat M., Constantin M.

Fiabilitatea şi diagnosticarea automobilelor. Editura Militară Bucureşti 1982

[155]

Stuart R.D.

Introducere în analiza Fourier cu aplicaţii în tehnică. Editura Tehnicŕ Bucureşti 1971

[156]

Tabacu I., ş.a.

Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proie ctare. Institutul de Învătământ Superior Piteşti

[157]

Taylor B.E.

1990

Leistungs-MOSFET-Module für hohe Ströme. Elektronik 35, 11 pag. 123-124

[158] [159]

Tănase F., Soare I.,

Tehnologia reparării automobilelor. EDP Bucu-

Baciu E.,Bejan N.

reşti 1983

Tănase G., ş.a.

Modulatorul magnetic lucrând ca traductor de unghi. ATM 7/1966

[160]

Thierheimer W.

Studiul corelării suspensiei cu direcţia la autoturisme de oras. Referat doctorat nr.1. Universitatea Transilvania Braşov 1993


213/216

5/13/2018

[161]


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor Thierheimer W. Aparatura şi instalaţia de cercetare experimentală a corelaţiei suspensiei cu direcţia. Referat doctorat nr.2. Universitatea Transilvania Br aşov 1994

[162]

Thierheimer W., Pereş Gh., Câmpian V., Câmpian O.

Cu privire la cercetarea experimentală a maniabilităţii autoturismelor de oras. CONAT Br aşov 1996

[163]

Thierheimer W., Pereş Gh.,

Unele aspecte privind influenţa barei stabiliz a-

Câmpian V., Câmpian O.

toare a punţii faţă asupra deplasării în curbă a autoturismelor. CAR `97 Piteşti

[164]

Thomas R.

MC - 32 SYSTEM. Bedienungsanleitung. BMC

Dr. SCHETTER [165]

Tiron M.

Teoria erorilor de măsurare şi metoda celor mai mici patrate. Editura Tehnică Bucureşti 1972

[166]

Tiron M.

Prelucrarea statistică şi informaţională a dat elor de măsurare. Editura Tehnică Bucureşti 1976

[167]

Untaru M., ş.a.

Automobile. EDP Bucureşti 1968

[168]

Untaru M., ş.a.

Automobile. EDP Bucureşti 1975

[169]

Untaru M., ş.a.

Construcţia şi calculul automobilelor. Editura Tehnică Bucureşti 1974

[170]

Untaru M., ş.a.

Dinamica autovehiculelor pe roţi. EDP Buc ureşti 1981

[171]

Untaru M., ş.a.

Calculul şi construcţia autovehiculelor. EDP Bucureşti 1982

[172]

Untaru M., ş.a.

Metode şi mijloace de încercare a automobilelor. Editura Tehnică Bucureşti 1982

[173]

Vasu O.

Particularităţi ale prelucrării datelor exper imentale pentru obţinerea colectivelor de solicitări ale componentelor autovehiculelor. CONAT Braşov 1993

[174]

Văduva I.

Modele de simulare cu calculatorul. Editura Tehnică Bucureşti 1977

[175]

VDI Berichte 893

Mess-und Versuchstechnik im automobilbau.

VDI Verlag Köln 1991 [176]

VDI Berichte 877

Unebenheiten von schienen und Strasse als Schwingungsursache. VDI Verlag Düsseldorf 1991

[177]

VDI Berichte 885

Abgas- und Gereuschemisionen von

214


214/216

5/13/2018


Bibliografie Nutzfahrzeugen. VDI-Verlag Düsseldorf 1991 [178]

VDI Berichte 974

Mess- und Versuchstechnik im Automobilbau. VDI-Verlag Düsseldorf 1992

[179]

Vişa I.

Optimizarea sintezei cinematice a mecanismelor sistemului suspensie-direcţie al automobilelor. Teză de doctorat. Universitatea din Braşov 1982

[180]

Vişa I., ş.a.

Minimizarea bracării rotii directoare cauzată de oscilaţiile mecanismului patrulater al suspe nsiei independente a automobilului. SYROM’77 volumul I-III pag.701-716.

[181]

Vişa I., ş.a.

Stabilirea cantitativă şi eliminarea prin metode analitice a influenţei suspensiei asupra direcţ iei autovehiculelor. Sesiunea Institutului de învătământ superior Piteşti pag.102-111 1978

[182]

Warneke H., Schweizer M.

Sensoren für die Fertigungstechnik. PhysikVerlag Weinheim 1984

[183]

Witlof B., Junge K.

Wissenspeicher Lasertechnik. VEB Fachbuchverlag Leipzig 1989

[184] [185]

Worthing A.G., Geffner J.

Zimelev G.V.

Prelucrarea datelor experimentale. Editura Tehnică Bucureşti 1959 Încercările de laborator ale automobilelor. Gostransizdat 1931

[186]

Zomotor A.

Horizontalbewegung von Automobilen. Fahrverhalten, Messmethoden und Versuchsergebnisse. CISM-Course. Udine 1981

[187]

Zomotor A.

Fahrwerktechnik-Fahrverhalten. VogelBuchverlag Würzburg 1987

[188]

* * *

Colecţia de reviste R.I.A (Revista inginerului de automobile) 1991 - 1997

[189]

* * *

Colecţia de reviste Ştiinţă şi tehnică 1990

[190]

* * *

Colecţia de STAS-uri referitoare la construcţia de automobile

[191]

* * *

Colecţia de reviste A.T.Z. Stuttgart 1980 - 1984 1990-1996

[192]

* * *

Optoelectronics Designer’s Catalog HEWLETT PACKARD 1984

[193]

* * *

Programs for digital signal processing. The I n-


215/216

5/13/2018


Optimizarea mecanismelor pentru suspendarea şi rularea roţilor stitute of Electrical and Electronics Engineers, Inc., John Wiley & Sons New York 1979 [194]

* * *

Bruel & Kjaer. Catalog rezumat. 1986-1987

[195]

* * *

Diagnostic Vibration Meter. M 1502 Robotron

[196]

* * *

STAS 6926/13-89 Verificarea calităţii suspensiei

[197]

* * *

Colecţiile de reviste

Inginieurs de L’automobile 1990 - 1995

[198]

* * *

Documentaţie tehnică

Hanoywell

[199]

* * *


Kistler

[200]

* * *


Hottinger-Baldwin

[201]

* * *


IEPAM Bârlad

[202]

* * *


BLH-Electronics

[203]

* * *


Micro-Epsilon

[204]

* * *


Novotechnik

[205]

* * *


IEMI Bucureşti

[206]

* * *


Dr. Schetter BMC Puchheim-München MC - 32 S


216/216

Optimizarea mecanismelor

Recommend Documents