4.CALCULUL DE TRACȚIUNE AL AUTOMOBILELOR

4.1 Generalități(Tema de proiectare)

Calculul de tractiune al automobilului se face în scopu determinării caracteristiciilor motorului și transmisiei care asigura proprietațile necesare de tracțiune și veteză și economicitatea de combustibil în condiții de exploatare date.

Datele inițiale pentru calculul de tractiune ap automobilului sint incluse in tema de proiectare-document primar pentru proiectare.

Tema de proiectae conțin:destinația,condițiile de exploatare,caraceristica tehnică,indicii de calitate,argumentarea tehnico-economică a elaborării ori modernizării ei speciale.

Tema de proiectare se referă în special la tipul automobilului,destinația lui ,condițiile de exploatare,tonajul,viteza maximală,urcușul maximal,tipul motorului și transmisiei,formula roților.

Pe baza temei de proiectare constructorul selecționează un șir de parametri ca:parametric de greutate si dimensiuni,dimensiunile pneurilor,randamentul transmisiei,coeficientul aerodinamic.

MASA AUTOMOBILULUI ȘI AUTOTRENULUI

La automobile masa poate fi:

masa constructivă (mc) – masa automobilului in stare nealimentată,fără scule și roata de rezervă;

masa proprie (mo) – masa automobilulu alimentat cu combustibil,lubrifianți,lichi de răcire,cu roata de rezerva și scule;

masa totală(completă) (m) este masa proprie a automoilului la care se mai adaugă sarcina maximală utilă (mr);

masa autotrenului(mat) reprezintă suma maselor ccomplete al remorcherului și remorcii(semiremorcii)

Masa completă a automobilului pate fi determinata cu relațiile:

pentru autocamioane:

m=mo+mt+m p (n+1 )+mb (139)

pentru autobuzele urbane:

m=mo+mp (n+k+1 )+mb; (140)

pentru autobuzele interurbane:

m=mo+mp (n+2 )+mb ; (141)

pentru autoturisme:

m=mo+mph+mb ;

unde: mp=75kg−¿masa pasagerulu ori șoferului;

n−¿numarul de locuri pentru pasageri;

k−¿numărul de locuri admise la călătorie în picoare;

m−¿masa bagajului;

Numărul de locuri pentru călătorie în picioare în picioare țîn autobusele urbane depinde de spatiului salobnului,în care este posibilă plasarea pasagerilor.În condiții normale se recomanda 5 persoane la 1m2,iar în orele de vîrf 8.

Pentru autoturisme șofeul se socoate ca pasager.Masa bagajelor pentru fiecare loc se adoptă:

pentru autocamioane si autobuze urbane-5 kg(și pentru șofer);

pentru autoturisme – 10 kg;

pentru autobuze interurbane – 15 kg;

Masa completă a automobilului poate fi determinate și dupa tonjul dat din relația coeficientului de tonaj:

k t=mt /m; (142)

Reparatia greutatii autocamioanelor de punti este determinate de capacitatea de sarcină ale pneurilor.

Dupa sarcina admisă pe roti asigură automobilele se impart în două grupe: A și B .Pentru automobilele grupei A sarcina este pînă la 100 kN, iar de pe grupa B-pînă la 60 kN.

Pentru autocamioane supermărci sarcina pe o punte nu este reglementată.

De obicei,greuatea pe puntea motoare cu pneuri duble pentru automobile de grupa A constituie 0,67-0,7 , iar pentru cele de grupa B-0,7-0,75 din greutatea completă a automobilului.

Pentru automobile cu schema de compunere clasică pe puntea din spate revin(52-55)% , pentru cele cu totul în față (40-47)% , iar pentru cele cu totul în spate (56-60%) din greutatea completă.

Pentru autobuze reparatia este analogică cu autocamioanele de grupa A, iar pentru autobuzele de trafic local-analogic cu automobile de grupa B.

Pentru automobilele cu acționare multiplă sarcina pe punte din față,în raport cu restul punților,este redusă cu (4-8)%.

Masa remorcii depinde de: destinația autotrenului, masa remorcherului si alti factori.Raportul maselor remorcii si remorcherul(coeficientul masei remorciimrem) pentru autotrenuri pe drumuri

cu îmbrăcăminte dură are valorile 0,5-1,2.Valorile mai mari se referă la automobilele de grupa A.

Pentru autotrenuri cu remorchere cu acționare multiplă pe drumuri de care(de țară )

k em=0,3−0,6.

Dimensiunile pneurilor se aleg in functie de sarcină și viteză.

4.2 Selecția caracteristicii motorului.

Puterea motorului,necesară la înaitarea automobilului cu viteză maximală ,se determină cu relația:

Pev=V max

1000q tr (gmᴪ v+Ka AaV max

2

1300 ) , (143)

La calculare pentru autoturisme

ᴪ=0,025-0,04;

pentru autobuze ᴪ 1=0,018−0,03 ;

pentru autocamioane ᴪ 1=0,015−0,025 ;

pentru autotrenuri ᴪ 1=0,01−0,015 ;

pentru automobile pentru orce tren ᴪ 1=0,015−0,05 ;

Puterea maximal a motorului poate fi apreciată cu relatia:

Pemax=

Pev

anemaxnp

+b(nemaxnp

)2

−c (nemaxn p

)3 (144)

La practică pentru autoturisme nemaxn p

=0,9−1,15 ; pentru autocamioane nemaxnp

−0,9−1.

Puterea maximal a motorului la stand este:

Psmax=

PemaxKs

,

unde, K s=0,85−0,90.

Cu determinarea puterii motorului devine necesară aprecierea vitezei maximale,reisind din ecuatia bilanțului de putere al automobilului, din care puterea la roțile motoare este determinată cu relatia:

Pm=P smaxK s ᶯ tr[anemaxnp

+ (bnemaxn p

)2

- c( nemaxnp

)3

]

Viteza maximal poate fi determinate și prin metoda grafică (fig.24)

Raportul nemaxnp

depinde de tipul motorului,

Analitic viteza maximal poate fi determinate din relația

V max3 - aV max-b = 0. (147)

Unde a = 1,27 * 105 tmK a Aa

;

b = 4,7 * 104 PmKa Aa

;

de unde V amax= √−b2

+√( b2)

2

+¿¿¿+ √−b2

−√a2+b2 (148)

4.3.Selacția parametrilor transmisiei

Ca parametric ai transmisiei,la calculul de tracțiune al automobilului ,servesc:raportul de transmitere al transmisiei principale i0,gama raporturilor de transmitere D,numărul de trepte n și seria raporturilor de transmitere ale cutiei de viteze.

Raporturile de transmitere al transmisiei principale se determină din condiția obținerii vitezei maximale vmax la turațiile maximale ale arborelui cotit,pe treapta superioară a cutiei de viteze din relația:

V max=nemaxitrv

(149)

unde it ru-raportul de transmitere al transmisiei la treapta superioară a cutieide viteze.

Viteza cinematică poate sănu corespundă cu cea maximală.Gradul de corespundere se caracterizează cu coeficientul treptei superioare (fig.25.):

C v=V max

V emax (150)

Raportul de transmitere al transmisiei principale se determină cu relația:

i0=nemaxiuV max

(151)

unde iu-raportul de transmitere al treptei superioare a cutiei de viteze.

Pentru autoturisme:

cu totul în spate i0=3,1-4,9 ;

cu totul în față i0= 3,7-5,1 ;

pentru autocamioane i0= 4,5-9,0

Diapazonul raporturilor de transmitere ale cutiei de viteze Dcv reprezintă rezultatul împărțirii.Autoturismele sunt echipate cu cutii de viteze cu 3-5 trepte cu diapazonul raporturilor de transmitere:

2,3-2,6-pentru cele cu 3 trepte

3,4-4-(uneori 3,1-3,2 și 4,5-4,7)-pentru cele cu 3 trepte:

3.5-4.5-pentru cele cu 5 trepte,

Pentru autocamioane este characteristică folosirea cutiilor de viteze cu 5-22 trepte și Dcv=5-25,adică numărul depinde de diapazonul raporturilor de transmitere.

Pentru determinarea raportului de transmitere la treapta întîi a cutiei de viteze ne folosim de ecuația bilanțului de tracțiune:

M emax i0 i1ɳ tr=Gᴪmax (152)

de unde

i1=Gᴪ maxM emax i0ɳ tr

(153)

La calculare folosim:pentru autoturisme ᴪ max=0,35-0,5

iar pentru autocamioane ᴪmax=0,35-0,45

Automobilul va înaita fără alunecare,dacă

M emax i0 i1ɳ tr /G ≤ Godφ (154)

de unde

itp=Gadφ

ioɳ trM emax ,

unde Gad-greutatea de aderență a automobilului.

Pentru automobile multiple Gad≈G , pentru cele cu totul în spateGad=KR1G2pentru cele cu totul în față Gad=KR1G1, unde G1 șiG2 sarciniile pe puntea din față și din spate.La calculare folosim

Raportul de transmitere al treptei întîi a cutiei de viteze trebue să asigure condiția înaitării automobilului ca viteză minimală stabilă V min=(1,1-1,4) m/s:

i1=neminioV min

, (155)

După raportul de transmitere determinat cu relația (155) este mai mare decît cel cu relațiile (153) ori (154) apoi la calculare se folosește primul.

La demaraj este de dorit ,economic,ca frecvența arborelui cotit să fie în apropiere celeicorespunzătoare puterii maximale.

La schimbarea treptelor putem considera,neglijînd micșorarea ,că viteza finală pe treapta precedentă (V m−1

¿ ) este egală cu viteza inițială pe treapta următoare (V m−1' ) (fig.26).

Deci

V '¿=n2

ioi1=V 2

' =n1

ioi2 ;

V 2¿=n2

ioi2 = V 3

' =n1

ioi2;

V n−1¿ =

n2

ioin−1 = V n

' =n1

ioin;

de unde reiese că i2i1

=i3i2

=i4i3

=..........=inin−1

= n1

n2 = q ,

iar,in= in−1, q= i1qn−1

Pentru treapta n

im=q*in−1= i1qn−1 (156)

ori q=¿

Deci raportul de transmitere pentru treapta n este :

im=im−1q=i1qm−1=i1* ¿ = i1n−mn−1 * in

m−1n−1 (157)

Dacă cutia de viteze este înzestrată treaptă directă ,raporturile de transmitere ale treptelor intermediare se determină cu relația

im= i1n−mn−1 , (158)

Aici n-numărul treptei directe

Pentru folosirea mai rațională a puterii motorului este necesară reducerea cu 5-15% și sporirea cu 5-15%,a diferenței între raporturile de transmitere calculate după ecuația progresiei geometrice (56) corespunzător între treptele superioare și inferioare (prima).La această pasul (rapoarturile i1/i2 , i2/ i3 , i3 /i4 , in−1/in) nu trebuie să depășească valorile de 1,7-1,8 pentru cutiile de viteze ale automobilelor cu motoare Diesel și nu mai mult de 2 pentu cele ale automobilelor echipate cu motoare carburator.

Reductoarele distribuitoare sunt confecționate,de regulă,cu două trepte-superioară și primară.

Raportul de transmitere al treptei primare se calculează,din condiția depășirii pantei maximale:

i1 rd=Gᴪ maxM emax i0ɳ tr

(159)

folosirea deplină a forței de aderență

i1 rd= Gφ

M emax i0ɳ tr (160)

ori pentru obținerea vitezei minimale sta{bilite:

i1 rd=nemin

M emaxi0ɳ tr

La calculare se ia:

ᴪ max=0,7−0,9 ;φ=0,7−0,9 șiV min= (0,55−0,85 ) ,m /s ,

Pentru automobile multiple i1 rd/id=1,65−2,1,aici isrd−¿raportul de transmitere al treptei superioare a reductorului distribuitor.

4.4 Particularitățile calcului de tracțiune ai automobilului cu transmisie hidromecanică.

În transmisia (THM) se montează un hidrotransformator în serie cu o transmisie mecanică cu

2-4 trepte.

Hidrotransformatorul este acționat de arborele cotit almotorului.Deci turația motorului este egală turația treptei n1,(hidrotansformatorul conține pompa,turbina și reactorul rotorulimobil),iar momentul motorului M eeste egal cu momentul M 1 la arborele primar (roata pompei).Energia transmisă de paletele pompei lichidului se transmite prin palete la turbină.Datorită paletelor rotorului imobil fluxul de lichid de la turbină la pompă.Își schimbă sensul,producînd transformarea cuplului transmis de pompă.

Momentul de torsiune la pompă M 1 este:

M 1=λ1qn2, D5 ,

unde λ1 este coeficientul de moment al pompei;

ρ-densitatea lichidului;

n1-turația pompei;

D-diametrul exterior al torului de circulație a lichidului.

Momentul de torsiune la turbină M 2este:

M 2=λ2qn22, D5

unde λ2 este coeficientul de moment al turbinei;

n2-turația turbinei

Raportul i pt=n2/n1 poartă denumirea:raportul cinematic de transmitere al hidrotransformatorului.Îar raportu de forță-raportul momentelor de torsiune al turbineicătre cel al pompei,se numește coeficient de transformare.

K=M 2/M1

Randamentul hidrotransformatorului

Ƞht=M 2n2

M 1n1=Kint (164)

Hidrotranformatorului se numește de mers direct dacă sensurile rotirii roților turbinei și pompei coincid.Hidrotransformatorului se numește complex dacă în unele regimuri funcționează ca un ambreaj hidraulic.

Proectarea transmisiilor hidrodinamice se bazează pe toria asemănării.

S-a constatat ,că THM identice ,după dimensiunile relative ale elementelor constructive,au caracteristicii relative identice :coeficientul de transformare K,randamentul Ƞht și coeficientul de moment al pompei λ1,care se determină cu relația:

λ1=M 1

qn1 Da5

2 (165)

Unde ρ-densitatea lichidului;

n1-turațiile pompei;

Da-diametrul activ (diametrul maxim de circulație,care corespunde cu diametrul maximal al roții pompei),

Proprietățile transmisiilor hidrodinamice sunt oglindate complet în caracteristica adimensională.

Caracteristica adimensională reprezintă dependența randamentului,coeficientului de transformare și a coeficientului pompei de raportul cinematic de transmitere al transmisiei hidrodinamice (fig.27).

Regimurile principale de funcționare al transmisiilor hidrodinamice pot fi:

1) regimul “STOP ”

2) regimul mersului în gol ori rotirea sincronă

3) regimul egalității momentelor

4) regimul valorii maximale a coeficientului de moment al pompei

5) regimul valorii maximale a randamentului

TRANSPARENȚĂ-însușirea transmisiei hidrodinamice de a încărca motorul cu schimbarea rezistenței la înaintarea automobilului.Transparnța se caracterizează cu coeficientul de transparență T-raportul coeficienților de moment al popei pentru două valori ale raportului de transmitere

T=λ1

λ2 (166)

Pentru T >1 intransparență,adică are transparență inversă.

Dacă lipsesc indicații speciale, apoi coificientul de transparență reprezintă raportul coeficienților de moment al pompei in regimul “STOP” și regimul egalitații momentelor (K=1):

T=λ1

λ1m (167)

Toate hidrotransformatoarele se împart condițional în transparente și intransparante.

Cele cu T=0,7-1,5 se socot puțin transparente ori intransparente,iar cele cu T >1,5-transparente.

Calculul de tracțiune al automobilului echipat cuconvertizor (THM) prevede determinarea caracteristicii hidrotransformatorului ;

Diametrul activ ori a raportului detransmitere al reductorului;

Caracteristiciile de sarcină și ieșire ale sistemului motor-convertizor.

Pentru construcția hidrotransformatorului cunoscut diametrul activ se determină cu relația:

Da=5√ M 1

ρ λ1n12 (168)

Densitatea uleilor minerale constitue

ρ=850-870,kg/m3

La unirea directă a motorului cu convertisorul pentru relația (I68) M 1=M e; n1=ne (fig.28)

Dacă este cunoscută valoarea Da,alegerea caracteristiciilor de funcționare se realizează prin selecționarea raportului de transmitere al reductorului de coordonare.

În asemenea caz

M 1=M e irc ɳrc ; n1=ne/irc

Unde irc,Ƞrc-raportul de transmitere și randamentul reductorului de coordonare și

irc=3√ ρ λ1n12Da

5

M eɳrc . (169)

Coordonarea caracteristiciilor motorului și convartizorului constă în selecția diametrului Da ori a raportului de transmitere irc

Scopul principal este de a obține la o treaptă numită a reductorului mecanic un diapazon maximal de reglare al raporturilor de transmitere la un consum de combustibil minimal.

Caracteristica de bază pentru calcularea proprietăților de tracțiune-viteză a automobilului echipat cu convertizor este caracteristica la ieșire a sistemului motor-convertizor, care reprezintă dependența puterii P2 ,momentul M 2 ,la roata turbinei ,de frecvență la debitarea completă de combustibil.

Ca date inițiale pentru calcul servesc punctele ,ce caracterizează funcționarea în comun a motorului cu convertizorul și corelațiile: M e=M 1K ;

n2=n1 ; M 1n2= M 1n1K int

Caracteristica la ieșire a sistemului motor convertizor este prezentată în fig.29

La regimurile instabile datorită pierderilor de energie la demararea pieselor angrenate cu roțile pompei și turbinei, apar micșorarea momentului la arborele secund al convertizorului ΔM , care poate fi determinată cu relația :

ΔM= I 1

d w1

dt + I 2

d w2

dt =(I 1K

d w1

dw2+ I 2¿

dw2

dt , (170)

Unde I 1-momentul inerție a roții pompei

I 2-momentul de inerție al roții turbinei

Ținînd cont că dw,/dw 2=dn,/dn2obținem:

ΔM=(I 1Kdn1

dn2+ I 2¿

dw2

dt .

Micșorarea momentului motorului la regimuri instabile

ΔM j=[(ɣ eM e+ I ¿Kd n1

dn2+ I 2 ¿

dw2

dt ; (171)

Micșorarea forței tangențiale

ΔF j=ΔM j

Girmɳrm ; w2=

VGirm ,

Unde irm;Ƞrm-raportul de transmitere și randamentul reductorului mecanic al convertizorului.

Coeficientul ce ține cont de masele rotative

Δ= 1+[(ɣ eM e+ I ¿Kd n1

dn2+ I 2 ¿

dw2

dt ;

La calculare se folosesc I 1=I 2=(0,1-0,6),kgm2,pentru autoturisme și I 1=I 2=(0,6-3) , kgm2 ,

pentru autocamioane și autobuze .Pentru autocamioane de supertonaj I 1=(4-6) , kgm2 ;

I 2=(7-8), kgm2 , dacă legătura între motor și transmisia hidraulică este prin reductor de coordonare

I 1=I10+Ʃ I i ii2 ,

unde I 10-momentul de inerție al roții pompei;

ii-raporturile de transmitere a mecanismului de la pompă pînă la piesa cu momentul deinerție I i.

Deoarece n21/n22=q ,determinăm numărul minimal de trepte

D=i1/ib; ib=i1qn−1; Dk=q−(n−1)

n ≥ lg Dk lg (q−1 ) .

Pentru autocamioane n=3-5 la Dk=q−(n−1)

n ≥ lg Dk /lg (q-1).

Pentru autocamioane n=2-5, Dk=1,6-4.

5.PROPRIETĂȚILE DE FRÎNARE ALE AUTOMOBILULUI.

5.1 Noțiuni generale

Proprietățile de frînare reprezintă capacitatea automobilului de a-și micșora rapid viteza pînă la oprirea completă pe distanța cea mai scurtă ,de a menține automobilul nemișcat la acționarea diferitelor forțe.La această energie cinetică se transformă în căldură în urma frecării în mecanismele de frînare.

Automobilele contemporane sunt echipate cu următoarele sisteme de frînare:de serviciu ,de rezervă , de parcare și suplimentară.

Fînarea poate fi de serviciu și rapidă.Decelerarea la frînare de serviciu nu depășeste 1-1,5m/s2.

Dacă în momentul t=0 (fig.30) apare necesitatea dea frîna,șoferul apreciază situația și mută piciorul de pe pedala acceleratorului de pe pedala sistemului de frînare.Durata procesului aceasta se numește durata reacției șoferului (t r),compusă din durata reacției psihologice (t p

' ) și durata reacției fizice (t p

¿).De obicei t s=(0.2-1.5) s ,pentru calcule t s=0,8 s.

Durata întirzierii mecanismului de acționare al frînelor t a depinde de timp,bunăoară pentru acționarea hidraulică t a=0,05-0,1 s iar pentru cea pneumatică t a=0,2 s.

Durata sporii decelerării constitue t d=(0,4-0,5) s.Durata sumară t a+t d poartă denumirea de durata de acționare și nu trebuie să depașească 0,6 s.

Durata frînării t f depinde de intensitatea frînării,viteza inițială a automobilului și condițiile rutiere.Durata defrînării t df pentru acționarea hidraulică conține 0,2 s,iar pentru cea pneumatică (0,5-1,5)s.

Distanța de oprire s0-distanța totală parcursă de automobil din momentul cînd șoferul a observat primejdia pînă la oprire.Distanța s0 este s0 = sș+sa+sf ,unde sș,sa-distanța parcursă de automobil pe parcursul duratelor de reacție corespunzător a șoferului și întîrzierii mecanismului de scționare:

Sf -distanța de frînare –calea parcursă de automobil în timpul acționării forțelor de frînare.

5.2 Decelerarea automobilului la frînare.

În fig 31 sunt prezentate forțele exterioare,care acționează asupara automobilului la frînare.Forțele principale,care asigură decelerarea automobilului sunt cele de frînare F1 și F2

aplicate în planul suprafețelor de contact ale roților cu drumul și în direcție opusă înaintării automobilului .

La aderență suficientă forțele de frînare determinate de momentul de frînare la mecanismele de frînare:

F t1=M t1

G .

Valorile maxime ale forțelor defrînare sunt limitate de aderență

F t1=φ R zi .

La frînare forța mișcătoare este forța de inerție

mδ tat=F t 1+Ft 2+F f 1+F f 2+F i+Fw , (173)

unde δ t-coeficientul ce ține cont de masele rotative ale automobilului.La frînare δ t=1,03-1,05.

Însemnăm F t1+Ft 2=Ft ; F t=ɣ t gm ;

Dt=ɣ t+K b AbV

2

13 gm, (174)

aici ɣ t-forța specifică de frînare.Înlocuind în (173) obținem după unele transformări

a t=(d¿¿ t+ᴪ )

δ tg¿,

unde Dt -factorul de frînare.

S-a observat că valoarea maximală a forței de frînare se obține la o alunecare de 15-30% a suprafețelor de contact ale pneurilor cu drumul.Deci la frînare roțile nu trebuie să se blocheze.Pentru aceasta este necesară egalitatea forțelor specifice de frînare pentru toate roțile:

ɣ ti=FtiR zi

,

unde F ti și R zi-corespunzător forța de frînare și reacțiunea normală la puterea maximală.

Reacțiunile R z1 și R z2 pot fi determinate cu relațiile momentelor față de centrele suprafețelor de contact ale roților cu drumul (fig.32):

R z1=¿(Gb+F j h¿/L;

R z2=¿(Ga+F jh¿/L ; (175)

Din relațiile (175) reiese,că la frînare reacțiunile la puntea din față cresc,iar la cea din spate descresc.

Notăm relațiile (175) în alt mod :

R z1=G(b+ɣ th¿/L=¿mg(b+ɣ th)/L ;

R z2=G(a+ɣ th¿/L=¿mg(a+ɣ th)/L ; (175)

unde ɣ t=F tG –forța specifică de frînare a automobilului.Pe un drum orizontal.

F t=φ(R z1+R z2 ¿=φG.

În condițiile aderenței complete

ɣ t=φ

Folosirea completă a aderenței este posibilă,dacă forțele de frînare sunt proporționale reacțiunilor normale ale drumului:

F t 1

F t 2=R z1

R z2 .

Raportul β t=F t 1

F t 2 (fig.33) reprezintă coeficientul de distribuție al forțelor de frînare,valoare

optimală a cărui poate fi determinată cu relația:

β t=b+φha−φh .

Fiindcă este periculoasă blocarea roților punții din spate,regulile M13 CKE ONU recomandă selecționarea redistribuirii forțelor de frînare așa ca roțile autoturismelor să se blocheze primele

la valorile coeficientului de aderență φ=0,15-0,7 ,iar ale camioanelor la φ=0,15-0,

Valoarea maximă a decelerării se obține în cazul,cînd la toate roțile,ce rulează cu alunecare similară,forțele specifice de frînare concometent devin egale cu coeficientul de aderență φmax.

La aceasta factorul de frînare

Dt=φmax+K b AbV2/(13mg) ,

Iar decelerarea

a t=¿+K b AbV2

13 gm+ᴪ)

gδt

. (176)

Dacă nu se ține cont de rezistențele aerului și rutiere

a tmax=g φmaxδ t

=gφmax. (177)

Forța maximă de frînare la roțile din față F t1=φR z1,iar la cele din spate F t2=F t1β t

Forța sumară de frînare

F t=F t1+Ft 2=φR z1(1+1βt

) ,

De unde

R z1=F t

φ(1+ 1β t

)=gmᵞ t

φ(1+ 1β t

) . (178)

Din relațiile (175) și (178) obținem :

ᵞ t=bφ(1+β t)

Lβ t−φh(1+β t) (179)

Dacă forța de frînare a roților din spate va fi maximală,apoi iar

F t=F t1+Ft 2; F t=φR z2 ; F t1=β t F t2=φ β t R z2 ; F t= φR z2(1+β t)

Iar R z2=¿ ᵞ tmg

φ(1+β t) . (180)

Din relațiile (175) ți (180) obținem:

ᵞ t=aφ (1+ βt)L+φh(1+β t)

. (181)

Acum ecuațiile (177),(179) și (181) pot fi prezentate :

a t=mgᵞ t=gφc t , (182)

Unde C t-coeficientul folosirii aderenții cu drumul,care este influențat de coeficientul de aderență φ; parametrii automobilului și coeficientul de aderență de calcul φc.Pentru φ=φc,C t=1 (fig.34).Dacă φ<φc

c t=b(1+β t)

Lβ t−h(1+β t) ,

iar dacă φ > φc

c t=a(1+β t)

L+φh(1+β t) .

Sistemele de frînare se proiectează așa,că la frînare rapidă pe un drum cu aderență bună primele se blochează roțile din spate.

Din condiția descrisă determinăm momentele de frînare la roțile din spate.Valoarea lui maximală

M t2max= F t2=φmaxR z2. (183)

Valoarea pentru R z2,în condițiile numitemai sus,se determină din relațiile (180) și (181), și depunînd în (183),

M t2max=amgφmax

L+ (1+ βt )hφmax . (184)

Momentul de frînare la roțile din față

M t1=β tM t2max. (185)

La proectarea momentul de calcul la frînare este mai mare decît acel ce corespunde condițiilor de aderență.Pentru autoturisme φmax=0,85-1,dacă sistemul de frînare este echipat cu amplificatori și φmax=0,75-0,85 dacă lipsește amplificatorul.

Forța la pedală nu depășeste 250-300 N.

Pentru autocamioane ,datorită complicațiilor montarii frînelor în interiorul roților , recomandă

φmax=0,6-0,65.

La funcționarea sistemului auxiliar de frînare ecuația bilanțului de tracțiune este:

G sinα = M ta+¿M et

G+ fG cosα+Kb AbV

2 ¿ ;

M ta=iG+M e−fGcosα-K b AbV2 ;

Unde M ta;M et-momentele de frînare,aplicate la roți corespunzărător a sistemului auxiliar și de la motor.

După normativele în funcție sistemulauxiliar menține viteza sa constantă de înaintare de 30 km/h pe panta i=0,07,

Verificarea eficacității sistemului se efectuează pe pantă cu lungimea de 6 km.Pentru MTA,la care ca sistem auxiliar de frînare se folosește numai motorul,verificarea se face fără folosirea unui utilaj special de frînare,viteza trebuie să fie constantă (30-35 km/h).

Forța sumară de frînare a sistemului de parcare trebuie să mențină MTA pe pantă:nu mai mică de 25% pentru MTA,pentru pasageri:20% pentru autocamioane și 18 pentru autotrenuri.

La calcularea momentului de frînare forța de rezistență la rulare se ignorează.

5.3 Apreciere proprietaților de frînare ale automobilelor

Ca parametri de apreciere a eficacității sistemului de frînare de serviciu se folosesc:distanța de frînare și decelerarea (întreținerea)stabilită,iar pentru cele de parcare și auxiliară-forța sumară de frînare,dezvoltată de sistemele numite.

Eficacitatea sistemelor de frînare se determină în procesul încercărilor rutiere.

Încercările sunt de trei tipuri:încercări de ti “0” ; I și II.

Încercările “0” permit determinarea eficacității sistemului de frînare de serviciu pentru mecanismele de frînare reci.

Încercările “I” se folosesc pentru determinarea eficacitații sistemului de frînare de serviciu pentru frînele încălzite datorită frînelor preabile pe panta i=7 %,cu lungimea de 1700 m menținînd viteza de de 40 km/h.

Încercările “II” permit determinarea eficacitații sistemului cu frănele încălzite datorită frînărilor preabile la mișcare pe o pantă mai lungă (1-6%,lungimea 6000 m,V=36-35 km/h).

Forța la pedală pentru autoturisme pînă la 500N,iar pentru camioane pînă la 700 N.Viteza initial la frînare depinde de tipul automobilului de la 80 km/h pentru autoturisme pînă la 40 km/h pentru autocamioane și cele cu masa completă mai sus de 13 tone.Valoarea decelerării trebuie să fie pentru autoturisme -7 m/s2; pentru autobuze-6 m/s2;pentru camioane și autotrenuri -5,5 m/s2.

Spatial normative de frînare (m) la încercările “0” poate fi determinat cu relația:

F t0= AiV i+V i

2

26ast , (186)

Unde Ai-coeficient ce tine cont de tipul MTA: pentru autoturismeAi=0,1 ; pentru autobuze și autocamioane Ai=0,15,iar pentru autotrenuri Ai=0,18; V i-viteza initial, km/h ; ast-decelerarea stabilă.

Decelerarea stabile la încercările “I” și “II” constituie corespunzător 0,75 și 0,67 din decelerarea la încercările “0”.

Pentru sistemul de frînare de rezervă valorile decelerării trebuie să fie:pentru autoturisme mai mare de 2,9 m/s2 ; pentru autobuze 2,5 m/s2; pentru camioane și trenuri auto 2,2 m/s2.Spațiul de frînare se determină cu relația (186).

În condițiile de explotare se permite micșorarea decelerării maximale cu 10-12 % față de cea data de uzină.

În procesul frînării se schimbă decelerarea automobilului: rezistența rutieră.De aceea calculul distanței de frînare la decelerarea variabilă este mai rational de efectuat la tehnica de calcul.

Schema principal pentru calcularea distanței de frînare a automobilului cu două punți este prezentată în figura 35.

Schema include trei sisteme de modelare a roții de frînare,însă calculate după parametrii punților și a treia-pentru mișcarea masei automobilului.

Modelînd mișcarea masei se calculează momentele de frînare M t1 și M t2 reacțiunile normale R z1 și R z2 și viteza automobilului V.Acești parametri se folosesc în sistemele de modelare ale mișcării punților frînate,iar forțele F x 1 și F x 2-în sistemul de modelare al mișcării masei automobilului.

Mișcarea masei se descrie cu relațiile (fig.36):

M t1= a1F ped ;

M t2=a2F ped;

a t=F x1+F x 2+Fw+F i

m;

R z1=A+ ca t;

R z2=B- ca t;

V=V 0-fvdt ;

St=fvdt,

unde

A=mbgL ; B=amgL ; C=mnL ; β t=a1

a2.

Spatial de oprire poate fi determinat necesar după suprafața cuprinsă între graficul vitezei și abcisă (din fig.30 b):

S0=V(tș+t a+0,5t d) + 0,5V (0,5t d+t t). (187)

Durata t t+0,5t d , în demersul cărei viteza descade pînă la “0” la a tmax se determin[ cu relația :

0,5t d+t t= Vat

Și relația (187) devine :

S0-V(tș+t a+0,5t d) + V2

2at.

Decelerarea a t se determină cu relația (182).La determinarea decelerării,ținînd cont de eficacitatea funcționării frînelor, D.P.Velikanov propune coeficientul de corecție și atunci

a t=φgK e

,

Unde K e-coeficientul eficacității funcționării frînelor,fiecare practic este invers proporțional coeficientul C t.

Experimental este determinat că la φ≥0,4 pentru autoturisme K e=1,2 ; pentru camioane K e=1,3-1,4 ; la φ < 0,4 pentru toate automobile K e=1

Spațiul de oprire a automobilului

S0= V(tș+t a+0,5t d) + V2

2φg .

Spațiul de frînare,conform relației (186)vpoate fi determinat cu relația :

St= (t a+0,5t d) + V 2

2atmax. (188)

Comparînd relațiile (180) și (187),observăm că coeficientul A1 din relația (180) este (t d+0,5t d).

5.4 Reglarea forțelor de frînare

Pentru distribuirea optimală a forțelor de frînare se instalează regulatoare ale forțelor de frînare.Regulatoarele pot fi cu ori fără reacție.

Regulatoarele fără reacții schimbă raportul forțelor de frînare în dependență de intensitatea frînări și sarcinii automobilului.Momentele maxime de frînare sunt determinate de forța acționată la pedală.De aceea asemenea regulatoare permit distribuirea forțelor mai aproape de cea optimală,dar nu exclud blocarea roților și deraparea automobilului.

Regimul de funcționare al regulatorului cu reacție depinde momentul de frînare maximal după aderență și sarcină.

Graficul dependenței presiunilor din circuitele (contururile) mecanismelor de acționare ale frînelor poartă denumirea de caracteristica de funcționare a regulatorului.

Reglarea presiunii în mecanismul de acționare ale frînelor roților din față și din spate o realizează regulatorul forțelor de frînare.

Reglarea forțelor de frînare poate fi înfăptită pe mai multe căi:

1.Reglarea schimbă coeficientul de transmitere al regulatorului.În cazul acesta dependența dintre presiuni în mecanismul de acționare a frînelor din spate și din față se descrie cu relația :

P2=αP2

unde α-coeficientul de transmitere al regulatorului;

P1 ,P2-presiunile în circuitele mecanismului de acționare a frînelor roților din față și din spate.

P1=F t1/K 1=c1F t1;

P2=F t2/K 2=c2F t2;

Cu schimbarea sarcinii pe puncte regulatorul schimbă valoarea coeficientului de transmitere (fig.37).Astfel de regulatoare se folosesc în mecanismele de acționare pneumatice:ele se numesc radiale.

2.Reglarea prin limitarea presiunii în conturul din spate (fig.37b).Presiunea,la care se schimbă caracteristica regulatorului,poartă denumirea de punct de acționare al regulatorului P0.Asemenea regulatoare se folosesc uneori la automobile cu caracteristicile de greutate mai constante.

3.Reglarea cu punctul de acționare mobil (fig.37 c).În dependență de sarcina pe puntea din spate se schimbă poziția punctului de acționare.Caracteristica regulatorului este determinată de coeficientul de transmitere α și legea schimbării poziției punctului de acționare în dependență de sarcina pe puntea din spate.Ca astfel de regulatoare sunt echipate sistemele de frînare cu acționare hidraulică.

Caracteristica regulatorului la care se schimbă poziția punctului de acționare și coeficientul de transmitere α în dependență de sarcina pe puntea din spate este prezentată în figura 37 d.Aceste regulatoare se folosesc în sistemele de frînare cu acționare pneumatică.

Regulatoarele cu reacție ori sistemel de antiblocare (SAB) trebuie să asigure frînarea efectivă a automobilului în diverse condiții,păstrînd stabilitatea.Schema de principiu a SAB este prezentată în fig.38.Ea conține blocul electronic de comandă,regulatorul de presiune (modulatorul) și captorul de viteză unghiulară a roții.

SAB pot funcționa dupa diverși algoritmi.

Majoritatea algoritmilor au la bază ideia că la sporirea alunecării brusc lecade viteza roții.

Să examenăm funcționarea SAB pe un algoritm din cele posibile.La acționarea asupra pedalei de frînare cu forță în creșterea provoacă majorarea presiunii ageatului în mecanismul de acționare (fig,39a).La majorarea presiunii sporesc forța de frînare și decelerarea unghiulară.Decelerarea unghiulară a roții crește din două cauze:datorită frînării se micșorează viteza automobilului;la creșterea forței specificate de frînare sporește coeficientul de alunecare.

Dependența coeficientului de alunecare de forță specifică de frînare este prezentată în fig.39c.La obținerea valorii maximale a forței specifice de frînare ɣmax se începe procesul de blocare a roților și brusc crește decelerarea unghiulară.Acest moment este însemnat prin punctul 1 pe graficile din fig.39.

Semnalul de la captorul de viteză unghiulară al roții se transmite la blocul de comandă pentru analiză.

La majorarea bruscă a decelerării blocul de comandă transmite un semnal la modulator,care dă șegătura spațiului cilindrului de frînare ce mediul.La aceasta se fixează în memorie presiunea în cilindru de frînare P1.Micșorarea presiunii în cilindru de frînare,datorită întîrzierii acționării modulatorului, se începe în punctul 2.În intervalul 1-2 presiunea în cilindrul de frînare și decelerarea unghiulară a roții cresc,în forța specifică de frînare se micșorează puțin.În momentul corespunzător punctului 2,se va începe decăderea presiunii în cilindrul de frănare și a decelerării unghilare și alunecării roții.Blocul de comandă se reglează așa ca micșorarea presiunii să ajungă pînă la valoarea P2 (punctul 3) puțin mai mică decît P1.

Cînd presiunea obține valoarea P2 ,poate să înceapă creșterea presiunii (următorul ciclu) ori în decursul unui interval de timp (punctul 4) o să se mențină P2 ,după ce se începe un ciclu nou de funcționare SAB.

SAB ca bază de reținere se numesc în trei faze ( spre deosebire de cel în două faze,care au fazele de sporire și mișcarea a presiunii).

Deci SAB creează un moment de frînare pulsator,asigurînd rularea roții cu alunecarea aproape de valoarea optimală.

Instalarea SAB permit micșorarea spațiului de frînare cu 20-35 % păstrînd stabilitatea autobobilului.

6.ARMONIA MERSULUI

6.1. Caracteristicile principale ale suspensiei

Armonia mersului reprezintă o proprietate de explotare a automobilului, care caracterizează capacitatea acestuea de a înainta, în intervalul de viteze dat pe un drum denivelat, fără infuența înseamnată a vibrațiilor și șocurilor asupra șoferului, pasagerilor ori mărfurilor.

Armonia mersului influențează esențial capacitățile tehnive de expotare ale automobilului.Astfel, la explotarea autocamioanelor pe drumuri denivelate, viteza medie decade cu 40-50%, parcursul între reparații cu 30-40% , consumul de combustibil sporește cu 50-70%, prețul de cost al traficului crește cu 50-60%.

Ordinea proiectării suspensiei automobilului este următoarea:

1) determinarea preabilă a parametrilor principali ai suspensiei drept urmare a analizei construcțiilor existente și proectului de schuță;

2) calcularea oscilațiilor automobilului cu scopul determinării corespunderii armoniei mersului automobilului proiectat, în condițiile rutiere date, celui reglementat de documentația în caracteristicii suspensiei automobilului pentru obținerea armoniei mersului;

3) elaborarea constructivă a suspensiei și calculul necesar la durabilitate și oboseală.

Din componența suspensiei fac parte:

dispozitivele de ghidare;

elementele elastice;

armortizatoarele;

La calcularea armoniei mersului admitem că elementul elastic și amortizatorul sunt montate în planul de rotație al roții și provoacă forțe verticale cu punctul de aplicare în centrul roții.Asemenea dispozitive și caracteristicile lor se numesc aduse (reduse).

Caracteristica redusă a elementului elestic reprezintă dependența creșterii componenței normale a reacțiunii drumului asupra roții, la schimbarea lentă a distanței între caroserie și axa roții,măsurată în planul ultimei.

Unul din parametrii caracteristicii reduse este coeficientul de elasticitate C s-derivata sarcinii în raport cu deplasarea :

C s=dFdΔ=tgα.

Dacă C s-conat, atunci caracteristica de elasticitate depinde de deformație liniară

(fig.40 b).Pentru caracteristiciile liniare este rațional de considerat flexiunea statică :

Δst=F stC s

.

Ca parametru de evaluare al suspensiei se mai folosește coeficientul de dinamicitate K d

Kd=FmaxF st

.

Coeficientul numit caracterizează posibilitatea mișcării automobilului pe drumurindenivelate fără șocuri în limitatoarele de mers.

Pentru suspensiile liniare

Kd=(Δst+Δcom/Δst=1+ΔcomΔst

.

Pentru asemenea suspensii uneori gradul înaintării fără șocuri se determină cu raportul curselor de comprimare și destindere:

ɳd=ΔcomΔst

; K d=1+ɳd

Amortizatoarele sigură dispersarea energiei la oscilarea automobilului.

Forța de rezistență Fa a amortizorului hidraulic depinde de viteza deformării suspensiei Δs:

Fa=K s Δs ,

Unde K s-coeficientul de rezistență a amortizatorului.

Amortizatorul se consideră liniar, dacă K s-const. , iar dependența forței Fa de viteza deformării suspensiei Δs se numește caracteristica amortizatorului.

În fig.41 este prezentată caracteristica amortizatorului hidraulic.De obicei, raportul între coeficienții de rezistență ai amortizatorului la comprimare și destinderea este:

Kades

Ka com= (4-10) ,

ori

Ka com=(0,1-0,25) K ades.

Rezistență rigidă este în arcurile în foi și pneuri.

6.2 Caracteristicile denivelărilor

Denivelarea poate fi prezentată în formă de vîrf cosinusoidal (fig.42, descris cu ralația:

q = q0[1-cos2Pixe ] ,

unde q0-amplitudinea înălțimii denivelării ; x-abscisa denivelării; l-lungimea denivelării.

Deoarece x=vt , atuci

q = q0[1-cos(ɣ t)] ,

Unde ɣ-frecvența perturbării, dependentă de viteza automobilului și lungimea denivelării,determinată cu relația:

ɣ=2PiVe .

Deoarece caracteristica denivelărilor nu este influnțată de viteza automobilului, la evaluarea componenței lor folosim noțiunile de frcvențe rutieră și ciclică.

Frecvența ciclică reprezintă numărul denivelărilor pe un sector cu lungimea de 1m:

λ=1e .

Raportul dintre frecvențele rutieră și ciclică se determină cu relația:

λs= 2 Pi λ= 2Pie .

Frecvențele rutieră și ciclică pot fi prezentate ca frecvențele perturbărilor provocate de denivelării și transmise automobilului la micșorarea acestuea cu viteza de 1 m/s: cea rutieră în radiani pe secundă, iar cea ciclică în hertz.

Gradul acțiunii perturbării asupra sistemului dinamic depinde de raportul frecvenței perturbătoare și oscilațiilor proprii ale sistemului.

În dependență de caracterul acțiunii asupra automobilului toate denivelările pot fi : microprofil; microprofil și rugozități.Denivelările microprofile provoacă o influență dinamică asupra automobilului și de aceea sunt analizate la cercetarea mersului lin al automobilului.

În condiții reale denivelările drumului au o caracteristică haotică.Din punct de vedere al statisticii matematice schimbarea ordonatei longitudinale a profilului drumului poate fi examinată cu un proces întîmplător, fiindcă ,știind caracterul denivelărilor pe un sector este imposibil de a prevedea pe următorul sector.Totodată măsurile microprofilului pe un sector destul de lung arată că caracteristicile statice ale unui drum anumit sunt stabile.Aceasta ne permite a socoti ordinatele profilului longitudinal, pentru drumuri concrete, ca o funcție ergotică întîmplătoare.Cercetările arată, că ordinatele microprofilului se supun legii de distribuție normală.

După admiterile numite caracteristicile statistice ale microprofilului drumului pot fi cu ecuația densității spectrale de distribuție a dispersiilor ordinatele microprofilului.

S-a stabilit că densitatea spectrală Sq(λ) reprezintă o funcție monotonă în descreștere la majorarea lui λ, graficul căreia e cu una ori două proeninențe (fig. 4.3).

Existența acestor maximuri este datorită acționării automobilului asupra pavajului la formarea denivelărilor.

La general curba densității spectrale a microprofilului drumuri poate fi aproximată cu o funcție fracșionară-rațională de tipul:

Sq (λ)=K 0 (λ2+ λ12 ) (λ2+ λ3

2 )……………¿¿ (189)

Unde K0,λ i-constante.

Deoarece funcția (189) este monotonă descrescătoare, ea prezintă o curbă din cîteva sectoare su diverse intensități de schimbare a densitații spectrale.Fiecare sector poate fi aproximat cu ecuația:

Sq1 (λ)= S(λ)(λλ0

)wi

, (190)

unde λ0-frecvența rutieră tipică pentru drumul dat, la care se schimbă intensitatea decreșterii densității spectrale :

S(λ0)- nivelul densitații spectrale pentru frecvența rutieră tipică;

w i-exponentul puterii.

Densitatea spectrală a microprofilului se trasează în coordonatele logaritmice.

Deci funcția (190) este prezentată în două drepte cu punctul de intersecție cu coordonatele λ0 și S(λ0) (fig.44).

Relația (189) determină absolut caracteristicile statistice ale microprofilului autodrumurilor.Integralul în limitele de la λa pînă λb prezintă dispersiile înălțimilor denivelărilor

în gama lungimilor lb-la(lb=1λb

; la=1λa

) :

Dab=∫λ a

λ b

Sq( λ)dλ .

Abaterea medie pătratică a înălțimilor denivelărilor în diapazonul dat este posibil saltul maximal de înălțimi:

hmax=2qmax=6δ ab.

Frecvența ciclică λ corespunde frecvenței perturbărilor la viteza automobilului de 1 m/s.Dacă automobilul înaintează cu viteza V frecvența perturbării V,la același lungimi ale denivelărilor,crește de Vori.La general ceea ce schivalent cu mărimea abscisei graficului și λ=Vλ ariei sub curba densității spectrale,(dispersia înălțimilor denivelărilor) de V ori.

Întrucît dispersia ordinatelor microprofilului nu depinde de viteza automobilului, de aceea pentru a o menține aceeași este necesară să se micșoreze tot de atîtea ori scara ordonatei.Astfel, legătura între densitățile spectrale ale microprofilului și perturbării se descrie cu relația:

6.3. Criteriile de apreciere ale mersului lin

Organismul uman sesizează în mod diferit oscilațiile, în dependență de frecvența lor.În zona frecvențelor joase perceperea oscilațiilor este proporțională accelerațiilor, în zona frecvențelor medii-vitezelor,iar în zona celor înalte a deplasărilor.Organismul uman este mai sensibil la oscilațiile verticale cu frecvența de 4-8 Hz.

Vibrațiile îndelungate influențează dăunător asupra organismului uman și de aceea sunt elaborate normative ale nivelurilor de sarcini vibrante pentru om.La elaborarea normelor s-a luat în considerație că reacțiunea organismului uman la vibrații depinde de frecvențele acțiunilor, care sunt divizte în octave.

Octava reprezintă o bandă de frecvențe, în care frecvența limită finală este de două ori mai mare decît cea inițială.Fiecare actavă are număr și frecvență medie geometrică a bandei.În tabelul 5 sunt indicate caracteristicile de frecvențe ale primelor cinci octave.

Fiecare octavă poate fi parcelată în bande.

Nivelul de vibrații admisibil pentru șoferi și pasageri se determină cu standartul 2631 al organizației internaționale de standartizare (ISO) “Vibrația transmisă corpușui uman”.

Potrivit standartului ca parametric normați sunt valorile medii pătratice ale vibrovitezei în banda de frecvențe ale octavelor.Nivelul sarcinii vibrante L se evoluează în decibali cu relația:

L=20 lg δv

5∗10−8 ,

Unde δ v-vibroviteza medie pătratică în banda de frecvențe a octave.

5*10−8- vibroviteza de comparare,conditional obținută în afara limitei de senzație.

Standartul stabilește valorile,pentru vibrovitezele medii pătratice vertical și orizontale, care acționează permanent asupra omului în decurs de 8 ore.Standartul 2631.

Standartul 2631 stabilește valorile admisibile ale vibrovitezelor medii pătratice vertical și orizontale differentiate pe durata acționării lor.Oscilațiile sunt analizate în diapazonul frecvențelor de 1-80 Hz, care este împărțită în douăzeci de bande de 1/3 octavă.Pentru fiecare bandă se propune coeficientul de pondere de a reduce valorile accelerațiilor medii pătratice la bande de frecvențe, la care omul este mai sensibil (4-8 Hz pentru cele vertical și 1-2 Hz pentru cele orizontale).Uneori, mai ales la evaluarea comparative a mersului lin al automobilului, este mai comod de a folosi un indice-accelerația medie pătratică echivalentă determinate cu relația :

δ ze=√∑i=1

n

¿¿¿ ,

unde n- numărul bandelor octave de frecvențe;

K i- coeficientul de pondere a sensibilitațiiomului la accelerația în diferite bande de frecvențe;

δ zi-accelerația medie pătratică pentru banda i de frecvențe.

6.4. Schemele de calcul folosite la analiza mersului lin

Cercetările au stability că accelerațiile elementelor automobilului în mișcare au un spectru larg de frecvențe (mai mult de 500 Hz).Acest spectru poate fi împărțit în două diapazoane: de frecvențe joase (0-25 Hz) și de înalte frecvențe (mai mare de 25 Hz).

La înaintarea automobilului pe un drum denivelat masele lui ascilează în plan longitudinal.Deoarece automobilul este simetric față de planul longitudinal apoi și oscilațiile în planurile longitudinale și transversal sunt independente.Mai des mersul lin al automobilului se determină cu oscilațiilor în planul longitudinal și de aceea, cu scopul de a simplifica calculele, să analizăm aceste oscilații.La aceasta modelul spatial al automobilului se înlocuește cu un model plat la care suspensiile și roțile din stînga și dreapta coincide,iar înălțimea denivelărilor drumului q se socoate semisuma înălțimilor sub roțile din stînga și dreapta la momentul dat:

q i=0,5(qsti+qdri¿ ,

Unde qsti;qdri-înălțimea denivelărilor drumului sub roțile corespunzătoare din stînga și dreapta ale punții analizate.

Schema de calcul pentru cercetarea oscilațiilor automobilului cu două punți,în plan longitudinal, este prezentată în figura 45 a.Socotim că automobilul înaintează cu viteza constantă de aceea masele automobilului ăn direcșie longitudinală sunt lipsite de accelerații.În plan longitudinal-vertical masa sprijinită pe arscuri (amortizată) se deplasează pe coordonatele φ și Z, iar cea neamortizată pe coordonatele չ1 și չ2.Deplasarea masei amortizate poate fi analizată și în coordonatele z1 și z2 (deplasările punctelor maselor amortizate corespunzător pe punțile din fața și din spate).