Drumska Vozila Osnovi Konstrukcije

CENTAR ZA MOTORE I MOTORNA VOZILA

MAŠINSKOG FAKULTETA U NIŠU

i

CENTAR ZA BEZBEDNOST SAOBRAĆAJA

MAŠINSKOG FAKULTETA U KRAGUJEVCU

Aleksandar Stefanović

D R U M S K A V O Z I L A

- osnovi konstrukcije -

NIŠ, 2010.

2

Autor:

dr Aleksandar Stefanović, (1948.), diplomirani mašinski inţenjer

redovni profesor Mašinskog fakulteta u Nišu

DRUMSKA VOZILA

- osnovi konstrukcije -

Prema odluci Nastavno Naučnog Veća Mašinskog fakulteta u Nišu, broj 612-400-

7/2010 od 10. septembra 2010. godine, a na predlog recenzenata, izloţena materija

predstavlja univerzitetski udţbenik, namenjen pre svega studentima mašinskog

fakulteta

Recenzenti:

dr Aleksandra Janković, redovni profesor Mašinskog fakulteta u Kragujevcu

dr Ivan Klinar, redovni profesor fakulteta Tehničkih nauka u Novom Sadu

dr Ferenc Časnji, redovni profesor fakulteta Tehničkih nauka u Novom Sadu

Izdavač: Centar za motore i motorna vozila Mašinskog fakulteta u Nišu i

Centar za bezbednost Mašinskog fakulteta u Kragujevcu

Glavni i odgovorni urednik: Prof. dr Aleksandar Stefanović

Dizajn korica: Vladislav Ţivković

Tiraţ: 200 komada u formatu B5

Štampa: „Unigraf“, Niš

CIP - Каталогизација у публикацији

Народна библиотека Србије, Београд

629.3.01(075.8)

СТЕФАНОВИЋ, Александар, 1948-

Drumska vozila : osnovi konstrukcije /

Aleksandar Stefanović. - Niš : Centar za

motore i motorna vozila Mašinskog fakulteta u Nišu;

Centar za bezbednost saobraćaja Mašinskog

Fakulteta u Kragujevcu:, 2010 (Niš : Unigraf). - 413 str. :

ilustr. ; 24 cm

Tiraţ 200. - Na koricama autorova slika,

beleška o njemu i kratak sadrţaj knjige.

- Bibliografija: str. 412-413.

ISBN 978-86-6055-005-9 (CMMVMF)

a) Моторна возила - Конструкција

COBISS.SR-ID 179196172

3

Predgovor

Prihvatanjem Bolonjske deklaracije na Mašinskom fakultetu u Nišu i u stremljenju da se

studentima ponudi veći broj disciplina koje su bliske njihovom stručnom opredeljenju, počev od

školske 2008/09. godine zaţiveo je predmet nazvan jednostavno „drumska vozila“, predviĎen

programom Mašinskog fakulteta u Nišu, na Saobraćajnom smeru i smeru Transport i logistika.

Polazeći od osnove da je cilj predmeta da pripremi mašinske inţenjere za rad u oblasti

saobraćaja, a uzimajući u obzir da je za proučavanje konstrukcije drumskih vozila predviĎen samo

jedan semestar, ovaj udţbenik je koncepcijom podreĎen tom cilju. Tema ovog kursa se bazira na

predmetu “motorna vozila”, koga sam nekada, po starom programu, predavao studentima Mašinskog

fakulteta u Nišu u dva semestra. Ovoga puta je gradivo koje je obraĎuje teoriju kretanja svedeno na

najmanju meru, odnosno onoliko koliko je potrebno da student shvati koje sile dejstvuju na vozilo i

njihovu korelaciju, a zadrţana je oblast konstrukcije vozila, proširena oblašću eksploatacionih

ispitivanja istih i principima ugradnje pogonske grupe u vozila. Jasno je da se svo znanje ne moţe

smestiti u gradivo za jedan semestar, tako da je ovde prezentirano bar onoliko koliko smatramo da je

potrebno da inţenjeri, koji će se baviti odrţavanjem i eksploatacijom vozila, imaju početnog znaja iz

te oblasti, koje će kasnije nadgraditi praksom.

Sagledavajući potrebe u našim autosaobraćajnim preduzećima, u ovoj knjizi biće date i osnove

eksploatacionog ispitivanja vozila, pre svega prilikom zamene pojedinih sklopova sklopovima sličnih

karakteristika ali drugog proizvoĎača.

Pri pisanju ove knjige trudio sam se da svi termini, definicije, izrazi i simboli koji se koriste

budu usaglašeni sa nekadašnjim JUS standardima, sada SRPS, M.F2.010 iz 2001. godine (klipni

motori sa unutrašnjim sagorevanjem - rečnik, deo 1, termini koji se odnose na konstrukciju i rad

motora), M.N0.010, M.N0.012, M.N0.013 i M.N0.050.

S obzirom da proizvodnja vozila u Srbiji, u vreme pisanja ove knjige, po

konstruktivnoj koncepciji i tehnologiji ne moţe da bude konkurentna svetskoj proizvodnji, čitaoci će

primetiti da je autorska koncepcija bila više naklonjena obrazovanju stručnjaka koji će da rade u

saobraćajnim preduzećima, dakle ne obrazovanju u smislu projektovanja vozila, već pre svega

njihovom odrţavanju i pravilnoj eksploataciji. Shodno napred navedenom, u ovom udţbeniku će

prezentirana materija biti tako koncipirana da studenti shvate suštinu konstrukcije vozila i sklopova

istog, značaj iste, uslove rada i opterećenja iste, ali i osnove eksploatacionog ispitivanja vozila, pre

svega prilikom zamene pojedinih sklopova sklopovima sličnih karakteristika ali drugog proizvoĎača,

što je u našim preduzećima čest slučaj.

S obzirom da se predmet sa ovim ciljem i po ovakvom obimu predaje na MF u Nišu sada prvi

put, dakle eksperimentalno, da li smo realizovali predviĎeni cilj pokazaće praksa, a nadamo se i

dobronamerne primedbe čitaoca. Stoga zadrţavamo pravo da se, povremeno, obraĎena materija menja,

shodno proceni kako je studenti prihvataju, unose neke savremene konstrukcije i ispitivanja ili isključe

delovi gradiva koja se preklapaju sa nekom već ranije proučavanom materijom, što će biti redovno

aţurirano na sajtu MF u Nišu.

I pored briţljive višestruke korekture i prečitavanja, svestan sam da još uvek ima grešaka, te ih

kao deo svoje nepaţnje, ja primam na sebe. Stoga ću biti zahvalan svima koji mi budu ukazali na

greške, eventualne nedorečenosti ili moţda nejasno prezentirane materije.

Zahvalnost dugujem i mlaĎem kolegama dr Milošu Miloševiću i Predragu Miliću koji su

većinu slika preuzetih iz drugih knjiga ili časopisa pogodno preradili za ovo izdanje.

Septembar 2010.

5

SADRŢAJ

Uvod .............................................................................................................................. 13

I.1 Istorijat vozila ................................................................................................................ 16

I.2 Definicije i podele vozila. ............................................................................................. 24

I.2.1 Klasifikacija drumskih motornih vozila prema SRPS NO. 010 .................................... 25

I.2.2. Podela vozila prema zakonu o bezbednosti u saobraćaju Republike Srbije ................. 28

I.2.3. Klasifikacija i označavanje vozila prema broju osovina i pogonskih točkova..............30

I.2.4 Podela prema pravilniku Evropske Unije......................................................................38

I.2.5 Standardi ...................................................................................................................... 41

I.2.6. Pojmovi i veličine kod drumskih vozila ........................................................................ 43

I.2.7. Merenje standardne potrošnje goriva ........................................................................... 50

I.2.8. Identifikacija vozila ....................................................................................................... 51

II.1. Mehaničke grupe vozila…………………………………………………………….....52

II.2. Osnovna koncepcija poloţaja motora i rasporeda pogona ............................................ 53

II.3 Ram (Okvir) vozila ....................................................................................................... 55

II.3.1 Oblici okvira ................................................................................................................. 55

II.3.2 Ispitivanje konstrukcije vozila ...................................................................................... 64

II.4. Karoserija vozila ........................................................................................................... 66

II.5 Sistem oslanjanja i ogibljenja ....................................................................................... 72

II.5.1 Elastični elementi sistema oslanjanja............................................................................ 78

II.5.2 Vrste sistema ogibljenja ................................................................................................ 90

II. 6. Uvodne napomene o transmisiji.................................................................................. 104

II.6.1 Klasifikacija transmisije.............................................................................................. 105

II.7 OdreĎivanje poloţaja teţišta ....................................................................................... 109

II.7.1 OdreĎivanje poprečnih koordinata teţišta .................................................................. 109

II.7.2 OdreĎivanje poduţnih koordinata teţišta.................................................................... 110

II.7.3 OdreĎivanje visine teţišta ........................................................................................... 110

III. Pogonski agregati ....................................................................................................... 114

III.1 Uskladištenje energije................................................................................................. 115

III.2 Karakteristike pogonskog agregata koje su povoljne za korišćenje u vozilima ......... 116

III.3 Analiza pogonskih karakteristika pojedinih agregata ................................................. 119

III.3.1 Klipna parna mašina kao pogonski agregat vozila ..................................................... 119

III.3.2 Gasno turbinski motor kao pogonski agregat vozila ................................................. 122

III.4 Vozila sa elektro pogonom ......................................................................................... 127

III.4.1 Gorivne ćelije u kombinaciji sa elektromotorom ....................................................... 131

III.4.2 Hibridni pogon motornih vozila ................................................................................. 134

III.5 Klipni motor SUS i motorno vozilo ........................................................................... 136

III.6 Analiza karakteristika pojedinih pogonskih agregata ................................................. 137

III.7 Toplotni motori ........................................................................................................... 142

III.7.1 Motori sa spoljnim sagorevanjem.............................................................................. 142

III.8 Klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem .............................................................. 148

III.8.1 Opis rada četvorotaktnog motora .............................................................................. 149

III.8.2 Opis rada dvotaktnog motora .................................................................................... 150

III.8.3 Podela motora ......................................................................................................... 1544

III.8.4 Karakteristike klipnih motora sa unutrašnjim sagorevanjem ................................... 160

III.8.5 Značice motora ......................................................................................................... 170

III.8.6 Nadpunjeni motori .................................................................................................... 172

III.8.7 Motori sa rotacionim klipom .................................................................................... 184

III.8.8 Izbor motora ............................................................................................................. 189

6

IV. Spojnica .................................................................................................................... 195

V. Menjač ....................................................................................................................... 208

V.1 Podela menjača.......................................................................................................... 211

V.1.1 Mehanički menjači .................................................................................................... 212

V.2 Izbor broja stepeni prenosa ...................................................................................... 217

V.2.1 Izbor meĎustepena – raspored prenosnih odnosa ..................................................... 220

V.3 Konstruktivna rešenja menjačkih kutija ................................................................... 228

V.4 Automatski menjači .................................................................................................. 230

V.5.1 Poluautomatski menjači ........................................................................................... 231

VI. Razdelnici snage ...................................................................................................... 236

VII. Kardanska vratila ..................................................................................................... 238

VII.1 Kinematika kardanskog zgloba ............................................................................... 242

VII.1.1 Provera kritičnog broja obrtaja za kardanska vratila .............................................. 246

VIII Pogonski most .......................................................................................................... 249

VIII.1 Izbor prenosnog odnosa u pogonskom mostu .......................................................... 249

VIII.1.1 Diferencijal pogonskog mosta .................................................................................252

VIII.2 Vozila sa pogonom na svim točkovima ................................................................... 255

VIII.2.1 MeĎudiferencijali (srednji diferencijali) ..................................................................257

VIII.3 Diferencijali sa samoblokiranjem ............................................................................ 262

IX Teorija kretanja drumskih vozila ............................................................................. 267

IX. 1 Sile otpora kretanju vozila ....................................................................................... 268

IX.2 Sile otpora pri kretanju vozila iz mesta ................................................................... 268

IX. 3 Spoljašnje sile otpora pri kretanju vozila ................................................................. 268

IX.3.1 Sila otpora kotrljanju Rf ........................................................................................... 269

IX.3.2 Sila otpora vazduha Rv ............................................................................................. 271

IX.3.3 Sile otpora kretanja na usponu R ............................................................................ 275

IX.3.4 Otpori kretanju priključnog vozila Rp ...................................................................... 277

IX.3.5 Otpori inercionih sila - sila otpora ubrzanju odnosno usporenju vozila “Ri” .......... 277

IX.2.6 Analiza otpora .......................................................................................................... 279

IX.4 Unutrašnji otpori - stepen korisnosti transmisije ..................................................... 287

X Proračun vuče (vučni bilans) ................................................................................... 288

X.1 Bilans sila ................................................................................................................ 288

X.2 Dinamička karakteristika vozila .............................................................................. 290

X.3 Bilans snaga ............................................................................................................ 291

X.4 Oblast stabilnog rada motora .................................................................................. 294

X.5 Eksploataciono područje broja obrtaja kod motora ................................................ 298

X.I Dinamičke reakcije tla ............................................................................................ 302

XI.1 Najveće vučne sile na točkovima.............................................................................304

XI.1.1 Pogon zadnjim točkovima ..................................................................................... 304

XI.1.2. Pogon prednjim točkovima .................................................................................... 304

XI.1.3. Pogon na sva četiri točka ....................................................................................... 304

XI.2 Granične vrednosti uspona..................................................................................... 304

XI.2.1 Maksimalna vrednost uspona ................................................................................. 305

XI.3 Maksimalna moguća brzina vozila ........................................................................ 307

XI.3.1 Pogon prednjim točkovima ................................................................................... 307

XI.3.2 Pogon zadnjim točkovima .................................................................................... 307

XI.3.3 Pogon na svim točkovima ..................................................................................... 308

XI.4 Maksimalno moguće ubrzanje .............................................................................. 308

XI.5 Spreg vozila .......................................................................................................... 309

XI.6 Maksimalna masa priključnog vozila ................................................................... 310

7

XI.6.1 Pogon na prednjoj osovini ..................................................................................... 310

XI.6.2 Pogon na zadnjoj osovini ...................................................................................... 311

XI.6.3 Pogon na svim točkovima ..................................................................................... 311

XII. Stabilnost vozila .................................................................................................... 312

XII.1 Poduţna stabilnost ................................................................................................ 312

XII.1.1 Prevrtanje oko zadnje osovine .............................................................................. 312

XII.1.2 Stabilnost vozila sa aspekta upravljivosti ............................................................. 315

XII.1.3 Prevrtanje vozila oko prednje osovine .................................................................. 316

XII.2 Poprečna stabilnost vozila ..................................................................................... 317

XII.2.1 Kretanje vozila na putu sa poprečnim nagibom .................................................... 318

XII.2.2 Kretanje vozila na ravnom horizontalnom putu u krivini ..................................... 319

XII.3 Stabilnost vozila na bočni vetar ............................................................................ 321

XIII. Upravljanje vozilom i upravljački mehanizam ...................................................... 323

XIII.1 Zaokretanje automobila ......................................................................................... 323

XIII.2 Trapez upravljačkog mehanizma ........................................................................... 326

XIII.3 Elementi stabilnosti upravljajućih točkova ............................................................ 330

XIII.3.1 Uticaj elastičnosti pneumatika na stabilnost vozila ............................................... 335

XIII.3.2 Uticaj procesa kočenja i vučne sile na stabilnost vozila ........................................ 335

XIII.4 Elementi upravljačkog mehanizma........................................................................ 336

XIV Teorija kočenja i kočni mehanizam ....................................................................... 343

XIV.1 Energetska analiza ................................................................................................ 343

XIV.1.1 Promena kinetičke energija vozila........................................................................ 344

XIV.1.2 Promena potencijalne energije vozila ................................................................... 346

XIV.2 Dinamička analiza procesa kočenja.................................................................. 34949

XIV.2.1 Maksimalne vrednosti sile kočenja ...................................................................... 350

XIV.3 OdreĎivanje maksimalnog usporenja ................................................................... 353

XIV.4 Zakoni kretanja kočenog vozila ........................................................................... 354

XIV.4.1 Vreme kočenja ...................................................................................................... 355

IX.4.2 Put kočenja ........................................................................................................... 355

XIX.5 Kočni ureĎaji vozila ............................................................................................. 362

XIV.5.1 Prenosni mehanizam u sistemu kočnica ............................................................... 363

XIV.5.2 Vrste kočnica prema konstrukciji ......................................................................... 371

XV Sigurnost automobila i putnika i smanjivanje posledica nesreća ..........................376

XV.1 Opšte postavke ...................................................................................................... 376

XV.2 Aspekti sigurnosti vozila, putnika i ostalih učesnika u saobraćaju ...................... 377

XV.2.1 Aktivna sigurnost .................................................................................................. 377

XV.2.2 Sistemi elektronske kontrole kretanja vozila ........................................................ 389

XV.2.3 Udobnost putnika ..................................................................................................397

XV.2.4 Elementi pasivne sigurnosti vozila i putnika ....................................................... 398

XV.3 Principi projektovanja kabine i karoserije vozila ................................................ 398

XV.3.1 Unutrašnja zaštita kod frontalnog sudara ............................................................ 400

XV.3.2 Spoljašnja bezbednost .......................................................................................... 403

XV.3.3 Ergonomski aspekti vozila ................................................................................... 404

XV.4 Ekološki aspekti i emisija izduvnih gasova..........................................................405

XV.4.2 Katalizatori........................................................................................................... 409

LITERATURA.......................................................................................................................412

8

9

VAŢNIJE UPOTREBLJENE OZNAKE

Sile akcije i reakcije [N]

Fμ - sila prianjanja

F0 - ukupna obimna (vučna) sila na pogonskim točkovima

F01, F02, F0 - vučna sila na prednjim, zadnjim, prednjim i zadnjim pogonskim

točkovima,

F0 - višak vučne sile na pogonskim točkovima,

F0 - slobodna vučna sila na pogonskim točkovima,

FC - centrifugalna sila

Fr - sila trenja, uopšte,

G - ukupna teţina automobila

GA - teţina automobila koja se prenosi na tlo preko točkova prednje osovine

GB - teţina automobila koja se prenosi na tlo preko točkova zadnje osovine

GT - teţina točka automobila ili deo teţine automobila koja se prenosi na tlo

preko jednog točka

GP - ukupna teţina prikolice ili poluprikolice ( priključnog vozila)

Gφ - teţina prianjanja

Gk - korisna nosivost

GS - sopstvena teţina automobila

K - ukupna sila kočenja, tangencijalna reakcija tla usled kočenja,

R - rezultujuća tangencijalna reakcija tla, sila trenja u diferencijalu,

Ri - sila otpora ubrzavanju vozila, inercijalna sila pri ubrzavanju vozila,

Rv - sila otpora vazduha,

Rα - sila otpora uspona – nagiba puta,

Rf - sila otpora kotrljanju,

Ru - sila ukupnog otpora puta, jednaka Rf + Rα,

Rp - ukupna sila otpora prikolice- vučna sila prikolice,

Rv - sila otpora vazduha prikolice.

Z - radijalna reakcija točka, normalna reakcija tla,

Z1 - ukupna normalna reakcija prednjih točkova,

Z2 - ukupna normalna reakcija zadnjih točkova,

X - tangencijalna – poduţna reakcija tla,

Y - tangencijalna – bočna reakcija tla,

Z’ - ukupna normalna reakcija levih točkova vozila,

Z” - ukupna normalna reakcija desnih točkova vozila,

Momenti [Nm]

Te - obrtni moment motora,

T0 - obrtni moment pogonskih točkova,

Ti - inercioni moment,

Tr - moment otpora vozila, moment usled trenja u elementima transmisije,

M0S - slobodni moment,

Mf - moment otpora pri kotrljanju,

Mf1, Mf2 - moment otpora kotrljanja točkova prednje, zadnje osovine,

MK - kočioni moment,

MS=M - moment stabilizacije

10

Masa [kg] i moment inercije [Nms2]

M - masa uopšte,

Jx; Jy ; Jz - moment inercije vozila u odnosu na osu koja prolazi kroz teţište

JT - moment inercije točka,

Jm - moment inercije obrtnih delova motora i spojnice,

Snaga [kW]

Pe - efektivna snaga motora,

P0 - pogonska snaga ili snaga koja se predaje pogonskim točkovima,

Pr - snaga koja se gubi u prenosnim mehanizmima,

P0 - višak snage na pogonskim točkovima,

P0S - slobodna snaga na pogonskim točkovima,

Pf - snaga koja se angaţuje na savlaĎivanje otpora kotrljanja točkova,

Pv - snaga koja se angaţuje na savlaĎivanje otpora vazduha,

Pi - snaga koja se angaţuje na savlaĎivanje otpora inercije vazduha,

P - snaga koja se angaţuje na savlaĎivanje otpora uspona puta,

PR - snaga koja se angaţuje na savlaĎivanje ukupnog otpora,

Duţinske [m, cm, mm] , Površinske [m2, cm

2, mm

2],

Zapreminske mere [m3, cm

3, mm

3, l]

L - ukupna duţina vozila,

B - širina vozila,

H - visina vozila,

V - zapremina uopšte

Vs - radna zapremina jednog cilindra motora cm3, l

Vt - ukupna radna zapremina cm3, l

l - osovinsko rastojanje,

2s, s - trag točkova,

s1, s2 - trag prednjih odnosno zadnjih točkova,

a - koordinata teţišta, rastojanje od prednje osovine do poprečne teţišne ravni,

b - koordinata teţišta, rastojanje od zadnje osovine do poprečne teţišne ravni,

c - koordinata teţišta, rastojanje od teţišta do poduţne ravni simetrije vozila,

hT - visina teţišta,

hr - visina napadne tačke rezultujuće sile otpora vazduha,

hp - visina poteznice,

rn - nominalni ili nazivni poluprečnik točka,

rs - statički poluprečnik točka,

rd - dinamički poluprečnik točka,

rf - poluprečnik kotrljanja točka,

R - poluprečnik zaokretanja,

RT - poluprečnik zaokretanja teţišta vozila,

T - poluprečnik inercije mase točka u odnosu na osu obrtanja,

- poluprečnik inercije uopšte, poluprečnik prohodnosti,

s - hod klipa

d - prečnik klipa,

11

Put [m], brzina ; m km

s h

, ubrzanje, usporenje 2

m

s

S - put uopšte, put ubrzanja- zaleta vozila,

Sk - put kočenja vozila,

Sk1 - put pri kočenju samo prednjim točkovima,

Sk2 - put pri kočenju samo zadnjim točkovima,

Sk4 - put pri kočenju sa četiri točka (svim točkovima),

u - obimna brzina,

v - brzina vozila,

w - brzina vazduha,

vk - kritična brzina,

vs - brzina pri kojoj počinje klizanje,

vp - brzina pri kojoj počinje prevrtanje,

va - brzina izjednačavanja,

v - brzina bočnog pomeranja pri skretanju,

j = dv/dt - ubrzanje vozila,

g - ubrzanje sile zemljine teţe,

Ugaona brzina [s-1

], ugaono ubrzanje [s-2

], broj obrtaja [min-1

], vreme [t] i uglovi

ω; dω/dt - ugaona brzina i ugaono ubrzanje pri kretanju vozila u krivini,

ωe; dωe/dt - ugaona brzina i ugaono ubrzanje kolenastog vratila motora,

ωT; dωT/dt - ugaona brzina i ugaono ubrzanje točka,

n - broj obrtaja uopšte

np - broj obrtaja kolenastog vratila pri maksimalnoj snazi motora,

nv - broj obrtaja kolenastog vratila pri maksimalnoj brzini,

nT - broj obrtaja kolenastog vratila pri maksimalnom momentu,

t - vreme uopšte, vreme ubrzanja (zaleta) vozila,

tk - vreme kočenja vozila,

- poduţni nagib puta, ugao zaokretanja,

- poprečni nagib puta, ugao zaokretanja,

pS , - ugao nagiba puta pri kome dolazi do klizanja (s), odnosno prevrtanja

(p) vozila,

PS , - poprečni nagib puta pri kome dolazi do klizanja (s), odnosno prevrtanja (p)

vozila

Prenosni odnosi [ - ],

im - prenosni odnos u menjaču,

i0 - prenosni odnos u glavnom prenosniku (pogonskom mostu),

ir - prenosni odnos reduktora,

i - ukupni prenosni odnos,

q - odnos prenosnih odnosa dva uzastopna stepena prenosa.

12

Koeficijenti [ - ]

D - dinamički faktor

- koeficijent prianjanja,

f - koeficijent otpora pri kotrljanju,

f0 - koeficijent otpora pri kotrljanju za brzine do 60 km/h,

p - nagib puta,

u - koeficijent ukupnog otpora puta,

e - efektivni stepen korisnosti motora,

m - mehanički stepen korisnosti menjača,

k - mehanički stepen korisnosti prenosnih vratila,

0 - mehanički stepen korisnosti glavnog prenosnika,

- mehanički stepen korisnosti transmisije (ukupni),

m1; m2 - koeficijent preraspodele teţine za prednju i zadnju osovinu,

ks - koeficijent otpora pri skretanju,

k1, k2 - koeficijent otpora skretanja prednje i zadnje osovine,

1, 2 - uglovi skretanja prednje i zadnje osovine

- koeficijent učešća obrtnih masa,

k - odnos sila, uopšte, i koeficijent proporcionalnosti,

kp - koeficijent teţine prianjanja,

K - koeficijent otpora vazduha,

W=K, A - faktor otpora vazduha,

cx - koeficijent aerodinamičnosti vozila

- koeficijent proporcionalnosti uopšte,

Kb - koeficijent blokiranja diferencijala,

Kr - koeficijent raspodele pogonskih momenata na točkove jedne osovine,

B - koeficijent bočne stabilnosti,

LA , - koeficijent iskorišćenja gabarita (za privredna vozila, putnička vozila),

2 - koeficijent stabilnosti zadnje osovine,

eT - koeficijent elastičnosti motora po obrtnom momentu,

eN - koeficijent elastičnosti motora po broju obrtaja,

- stepen kompresije,

0 - specifična vučna sila,

s - koeficijent klizanja,

z - broj cilindara motora; broj točkova vozila.

Ostale oznake pe - srednji efektivni pritisak [Pa, MPa, bar]

gc - specifična potrošnja goriva [g/kWh]

Qh - časovna potrošnja goriva [kg/h], [l/h]

Q - potrošnja goriva na 100 km preĎenog puta [kg/100 km], [l/100 km]

13

Uvod

Sveukupna ljudska aktivnost na Zemlji, protok roba i putnika neumitno uslovljava i

ubrzava razvoj saobraćajnih sredstava, od kojih drumska motorna vozila, svih vrsta i

kategorija imaju značajno mesto u proizvodnji svake drţave. Deluje začuĎujuće, ali je

činjenica, da dnevna proizvodnja putničkih vozila, većine evropskih proizvoĎača iznosi oko

2000 vozila, a motora za vozila i radne mašine čak i oko 7000 dnevno. Shvatajući da ovako

velika proizvodnja jednostavno mora za kratko vreme i da bude prodata, sasvim dovoljno

ukazuje koliko se napora i novca ulaţe u ovaj jedan segment sveukupne proizvodnje.

U vremenu u kome ţivimo, a posebno u onome koje je pred nama, zahtevi trţišta i

administrativni propisi drţava uslovljavaju da integracija motora i motornih vozila sa

okruţenjem mora da postigne izuzetno visoku efikasnost. Da bi se to postiglo "stepen

integracije" mora da bude sa što manjim troškovima proizvodnje i odrţavanja i da se pri tom

postigne maksimalna efikasnost u recikliranju istih. S tim u vezi i motori sa unutrašnjim

sagorevanjem i vozila se sve više integrišu sa okolinom, kako sa stanovišta funkcionalnih

svojstava, bezbednosti saobraćaja i zaštite okoline, tako i u odnosu na racionalno korišćenje

energije, sirovina i drugih prirodnih izvora, kao i ekonomično odvijanje proizvodnih procesa.

Ovakvi zahtevi već sada postaju mogući, a u budućnosti su sasvim izvesni. Zahvaljujući

izmeĎu ostalog, velikoj primeni elektronike, automatizacije i specijalnih mikro procesora,

postignuto je da nekada tipično mašinski sistemi postanu sloţeni i multidisciplinarni tehnički

sistemi.

Sa druge strane, ljudska aktivnost na Zemlji, znatno je poremetila ekološku ravnoteţu i

materijalne rezerve. U tome motori i motorna vozila uopšte, prema nekim procenama imaju

učešća nešto više od 14 % u zagaĎivanju okoline, a prozivaju se i kao znatni izazivači buke i

vibracija, [28].

Da bi se lakše shvatili uslovi koji se stavljaju pred proizvoĎače, svi uticajni faktori u

proizvodnji motora i motornih vozila, mogu se svrstati u tri osnovne meĎuzavisnosti (slika 1).

POLITIKAZAKONSKI PROPISI

TEHNOLOGIJA TREND

ŽIŠTEŽELJE KUPACA

TR

Slika 1. Uticajni faktori u razvoju i proizvodnji motora i vozila

Ovakva koncepcija, nekada revolucionarna, sada postaje klasične shvatanje

proizvoĎača čak svih vrsta roba.

Prema slici 1, pod pojmom "tehnologija i trend" podrazumevaju se stanje i

mogućnosti u mašinogradnji i tehnologiji kao i njihova meĎusobna zavisnost. Čak i sa

sadašnjim stanjem razvoja u ovoj oblasti, ovde se ne očekuju veći proizvodno tehnološki

problemi, bez obzira na uticaj faktora "politika i zakonska ograničenja". Ono, čemu se

posebno sada pridaje vaţnost u proizvodnji vozila i motora je: smanjenje potrošnje goriva,

14

smanjenje buke, povećanje komoditeta i sigurnosti putnika kao i samog vozila, uz povećanje

snage i brzine vozila.

Sa druge strane, posredno, preko povećanja snage motora, brzine vozila i konfora

putnika, direktno se utiče na povećanje mase vozila, što sa svoje strane negativno utiče na

potrošnju goriva, čineći da ovi faktori sada postaju suprotnost jedni drugima, kao: smanjenje

potrošnje goriva i smanjivanje emisije štetnih izduvnih gasova, a da se pri tome traţi

povećanje snage motora, brzine vozila i slično. Pedantni statističari su izračunali da je kod

evropskih vozila godišnje povećanje mase vozila iste klase čak 1,3%, dok je kod američkih

vozila isto 1,1%.

Rešenja za navedene probleme su u principu poznata, kao na primer: korišćenje

motora sa promenljivom radnom zapreminom i razvoj istih sa promenljivim hodom klipa,

motori sa isključivanjem rada pojedinih cilindara, jednovremenim sagorevanjem siromašne

gorive smeše i slična rešenja, [28].

1994 1996 1998 2000 2002 2004 2006 2008 2010 20120

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

Godina proizvodnje

Nadpunjeni Otto motori

Usisni Otto motori

Bro

j kom

ada [

u m

ilionim

a ]

Slika 2. Trend povećanja proizvodnje turbo nadpunjenih oto motora

Dakle, prilaz rešavanju problema je poznat, te stoga svetski poznate firme u svojim

institutima intenzivno rade na nalaţenju dobrih, a po ceni prihvatljivih rešenja.

Ţelja za čistijom i zdravijom prirodnom sredinom, visokog ţivotnog standarda ali i

konačnost klasičnih energetskih izvora, neumitno je navela društvo da propisima nateraju

proizvoĎače, ali i potrošače, na drugojačiji i sve stroţiji odnos prema okolini. Naravno,

strategija razvoja jedne zemlje, poreske olakšice za "čistije motore", ograničenja maksimalnih

brzina na putevima, protočna sposobnost puteva, definisana preko specifične snage vozila

unutar jedne drţave, ali i meĎusobni odnosi izmeĎu pojedinih drţava, uvele su i politiku u

veoma bitne činioce proizvodnje. Ovi uticajni faktori obuhvaćeni su jednim izrazom

"politika i zakonska ograniĉenja". Ovde su posebno značajni propisi o graničnim

vrednostima emisije štetnih izduvnih gasova i buke (takozvane Euro norme), a u svetlu

konačnosti energenata, emisije izduvnih gasova i limitirane potrošnja goriva u zavisnosti od

radne zapremine motora.

Bez sumnje moţe se reći da faktor zakonskog ograničenja ustvari i usmerava pravac

razvoja motora i komponenata, ali i postavlja pitanje kom alternativnom energentu treba dati

"zeleno svetlo" na početku XXI. veka, kao gorivu motora sa unutrašnjim sagorevanjem. Sa

ovog aspekta posmatrano, fiskalna politika drţava, koja je ranije i nametnula razliku u

koncepciji američkih i evropskih motora, odnosno litarska snaga, kao faktor oporezivanja,

gubi svoj značaj osnivanjem multinacionalnih kompanija, otvaranjem svetskog trţišta i

15

uvoĎenjem elektromobila u primenu. Stoga se moraju pronaći drugačija rešenja u načinu

oporezivanju vozila, ukoliko taj sistem uopšte mora da postoji.

Isto tako, sve stroţiji propisi vezani za bezbednost putnika zahtevaju da se i procesu

ispitivanja vozila, još u fazi prototipa, posvećuje velika paţnja. Ovim procesom se ustvari

ţeli da se u različitim fazama razvoja, proizvodnje i eksploatacije vozila obezbede objektivne

informacije o kvalitetu pojedinih sklopova i kompletnog vozila, a sve u cilju podizanja

pouzdanosti i bezbednosti na viši nivo, a time i veću konkurentnost na trţištu. Da bi se

ostvarila konkurentnost što izmeĎu ostalog, znači i niţu cenu na trţištu, zahteva se od

proizvoĎača da sve veća ulaganja u proces ispitivanja i homologacije nadoknade povećanjem

serijske proizvodnje, te time sniţenjem cene po jedinici proizvoda.

No trenutno, čini se, ograničavajući faktor su ipak trţište, odnosno kupovna moć onih

kojima su motori i vozila namenjeni, te stoga faktor "Trţište i ţelje korisnika" postaju

takoĎe bitan uticajni faktor sa povratnom spregom na oba prethodno navedena faktora.

Za sada, ţelje korisnika su usmerena ka snazi motora, udobnosti voţnje ali sa

aktivnom bezbednošću vozača i putnika [26]. Pri tome pod snagom motora se ne

podrazumeva i postizanje što više maksimalne brzine, već i veće ubrzanje vozila u višim

stepenima prenosa na niţim brzinama kretanja i znatna "rezerva" snage kada je vozilo pod

punim opterećenjem. To automatski znači i napor proizvoĎača motora da proizvedu motor sa

visokim obrtnim momentom na niţim brojevima obrtaja, ali i napor proizvoĎača vozila da

usklade oprečne zahteve o ograničenju potrošnje prema ubrzanju vozila. Naravno i

konstrukcija samog vozila, pre svega oblik karoserije i masa vozila, imaju znatnog uticaja na

potrošnju goriva.

Sa aspekta aerodinamičnosti već je postignut zadovoljavajući nivo faktora

aerodinamičnosti, a da se pri tome nije bitno ugrozila cena i proizvodnost vozila. Naime,

većina evropskih putničkih vozila ima faktor aerodinamičnosti u granicama cx = 0,26 do 0,35,

što je dovoljno u poreĎenju sa ovim faktorom kod vozila sa naglašenim sportskim

karakteristikama, koji se kreće u granicama 0,2 do 0,24.

U svetlu ovako naznačenih problema koji se postavljaju pred proizvoĎače motora,

posmatrano i sa aspekta konačnosti fosilnih goriva i limitiranja emisije štetnih izduvnih

gasova, proizvoĎačima motora postavlja se kao problem i optimalan izbor goriva budućih

motora. Pri tome cilj kome treba teţiti bi se mogao definisati kao: minimum potrošnje

energenata, minimum štetnih izduvnih gasova a maksimalan konfor, sigurnost i ekonomičnost

transporta ljudi i sredstava (veliki radijus kretanja sa jednim "punjenjem", veliko ubrzanje i

brzine kretanja).

Da bi se postigao povoljan radijus kretanja sa jednim "punjenjem" energenata,

potrebno je da odnos raspoloţive energije i mase energenta sa njegovim rezervoarom,

izraţeno u jedinicama kWh/kg odnosno kWh/l (gustina energije tj. specifična energija), bude

što viši.

Za zadovoljenje zahteva o optimalnom ubrzanju i brzini trebalo bi da specifična snaga

vozila (kW/kg odnosno kW/l) bude takoĎe visoka. Ovi zahtevi obično nisu "kompatibilani"

sa zakonskim regulativama o dozvoljenoj brzini kretanja na putevima i limitiranoj potrošnji

goriva kao i raspoloţivim resursima energenata.

16

I.1 ISTORIJAT VOZILA

Činjenica je da se razvoj vozila, u opštem smislu reči vezuje direktno sa razvojem

ljudske populacije, dakle bez tačno definisanog vremena nastanka ili početka njegovog

korišćenja. MeĎutim, kako se danas smatra, svoje pravo značenje pojma vozilo, kao

transportno sredstvo, otpočinje otkrićem točka (sumerska kultura, oko 4000 god. pre Hrista).

Moţe se inače slobodno smatrati da je točak jedno od najgenijalnijih otkrića ljudskog uma, s

obzirom da je to jedini način kretanja koji ne postoji u prirodi, dakle čovek ga nije

jednostavno mogao videti u prirodi i “preslikati”, tako da se sa pravom smatra otkrićem.

Naime, kao “prirodni” vidovi kretanja ţivih bića u prirodu su: hodanje – trčanje (npr. konj),

skakanje (kengur), puzanje (gliste) i klizanje (zmije), dok obrtanje odnosno kotrljanje (točak),

kao vid kretanja, ne postoji u prirodi.

Interesantno je napomenuti, a to je sasvim sigurno dokazano, da točak nije bio poznat

na tlu Amerike i Australije u predkolumbijsko vreme.

Smisao, motorno vozilo, dobija tek ugradnjom pogonskog agregata u konstrukciju

vozila sa točkovima (krajem XVIII. veka). Smatra se da je hronologija uvoĎenja motornih

vozila u korišćenje išla sledećim tokom:

1769. Dţems Vat (Jems Watt) u Engleskoj, dobija patentno pravo za pronalazak parne

mašine. Ovaj pronalazak se smatra revolucionarnim, s obzirom da njime počinje

prelazak sa manufakturne na industrijsku proizvodnju i masovnog korišćenja parne

mašine kao pogonskog agregata raznih mašina.

1769. Francuski artiljerijski oficir Hugo (Nicolas Cougnot), konstruiše vozilo na parni pogon

za vuču topova. Karakteristike vozila: masa 5000 kg, brzina kretanja 4,5 km/h. Ovaj

„tegljač“ smatra se prvim motornim vozilom.

Sl. I.1-1 Prvo motorno vozilo konstrukcije Hugo-a

1806. Englez Ričard Trevik (Richard Trevithck) konstruiše šinsko vozilo na parni pogon za

primenu u rudniku.

1829. Na raspisani konkurs za najsposobniju i najbrţu lokomotivu, takoĎe u Engleskoj,

Robert Stephenson (Robert Stivenson) pobeĎuje na trci lokomotiva svojom parnom

lokomotivom „Rocket“ (raketa), koja postaje rodonačelnik svih kasnijih lokomotiva.

Odmah potom Stefansonovoj fabrici je naručeno 8 takvih lokomotiva. Ova

17

lokomotiva, pored toga što je bila najbrţa, imala je i niz novih konstruktivnih rešenja,

od kojih ističemo jedan, kao posebno vaţan - razvod pare u cilindre.

1830. Počinje javni prevoz robe i putnika vozom na liniji Liverpul - Mančester.

1837. Tomas Devenport (Thomas Davenport) u SAD, konstruiše prvi baterijski elektromobil.

1845. Tomson (Thomson) u Engleskoj, patentira točak sa elastičnim crevom koje je pod

pritiskom (preteča pneumatika) - British patent 10990.

1860. Francuz Lenoar (Lenoir) konstruiše prvi motor sa unutrašnjim sagorevanjem, sa

stepenom korisnosti od oko 3%, koji je kao gorivo koristio svetleći gas.

1873. Francuz Amadeo Bole (Amedee Bolle), konstruiše autobus na parni pogon sa gumenim

točkovima. Karakteristike autobusa: masa 4800 kg, brzina kretanja 36 km/h.

1878. Fabrika gasnih motora „Dojc“ (Deutz), sa svojim konstruktorom Nikolaus A. Oto

(Nikolaus August Otto), prezentira na svetskoj izloţbi u Parizu gasni četvorotaktni

motor sa unutrašnjim sagorevanjem sa električnim paljenjem na kraju procesa

kompresije smeše. Stepen korisnosti je iznosio oko 15 %. Oto-u nije pripalo patentno

pravo za ovaj motor, s obzirom da je pre njega, francuz Alfons Bo d Roš (Alphonse

Beua de Rohas), teorijski dokazao i za to dobio patentno pravo, da se bolji stepen

korisnosti ciklusa dobija kada se pre sagorevanja gorive smeše ostvari proces

kompresije.

1883. Gotlib Daimler (Gottlieb Daimler) konstruiše prvi motocikl sa benzinskim motorom.

Sl. I.1- 2 Daimlerov prototipski motocikl iz 1883. godine

[Mercedes Benz Museum]

1884. Nikolaus A. Oto konstruiše niskonaponsko elektromagnetsko paljenje smeše u motoru.

1885. Vozilo francuske firme „De Dion-Bouton“, na tri točka sa pneumaticima, razvija brzinu

od oko 70 km/h.

18

1886. Karl Benc (Karl Benz) 29. janura, prikazuje svoj prototip kočija na tri točka (točkovi su

takoĎe bez pneumatika). Motor ima varnično paljenje smeše, za šta Benc je dobio

patent br. 37435 [Mercedes Benz Museum].

Slika I.1-3. Kočije sa tri točka Karla Benca [Mercedes Benz Museum]

Tek konstrukcija vozila sa 4 točka i poboljšanim varničnim paljenjem, moţe da se

smatra početkom „serijske“ proizvodnje i prodaje ovog vozila pod nazivom „Velo" za

tadašnjih 2200 nemačkih maraka.

Slika I.1-4. Kočije sa četiri točka Karla Benca [Mercedes Benz Museum]

U periodu od 1894. do 1902. god proizvedeno je oko 1200 komada. Ovo vozilo je imalo

motor snage 1,5 KS i razvijalo je oko 20 km/h.

1886. Gotlib Daimler konstruiše „putničke kočije“ (točkovi bez pneumatika) koje su se

kretale brzinom od oko 16 km/h. Karakteristike ovog brzohodog motora: paljenje

19

smeše posredstvom usijane glave, zapremina 462 cm3, snaga 0,8 KS, broj obrtaja 700

min-1

.

Sl. I.1-5. Motorne kočije Gotliba Daimlera iz 1886. godine

[Mercedes Benz Museum]

1887. Gotlib Daimler u svojoj radionici konstruiše motornu drezinu (šinsko vozilo).

1888. Škot Dţon Danlop (John Boyd Dunlop) patentira pneumatik.

1888. Arman Peţo (Armand Peugeot) u postojećoj firmi „Peţo“ u Francuskoj počinje

prototipsku proizvodnju putničkog tricikla, a već 1890. vozila sa četiri točka.

Pežoov tricikl iz 1888. god Pežoov četvorotočkaš iz 1890. god

Slika I.1-6. „Prvenci“ francuske fabrike Peţo

Nekako iste godine i Luis Reno (Louis Renault), takoĎe u Francuskoj, konstruiše svoj

prvi automobil.

1889. Camile Jenatzy, brzinom od 109 km/h postavlja u Americi svetski rekord u brzini

električnim baterijskim automobilom.

1892. Inţenjer Viljem Majbah (Wilhelm Maybach), u saradnji sa Gotlibom Daimlerom,

konstruiše dvocilindrični motor „Feniks“ (Phoenix), sa izduvnim ventilima

upravljanim bregastim vratilom. Istovremeno Majbah konstruiše brizgač benzina -

20

preteču karburatora. Majbah, doduše znatno kasnije, takoĎe prvi konstruiše i hladnjak

motora u obliku saća, kao preteču savremenih hladnjaka.

1893. Rudolf Dizel (Rudolf Diezel) patentira svoj dizel motor sa kompresionim paljenjem

smeše. Prva uspešna konstrukcija (sa zadovoljavajućim stepenom korisnosti od oko

26 %)) ostvarena je tek 1897. godine u firmi „MAN“. Motor je snage 13,1 kW i

zapremine 15,2 l.

1896. Firma Daimler konstruiše prvi teretni kamion ukupne mase od 5 tona, nosivosti 1,5

tona, sa drvenom šasijom, maksimalne brzine kretanja 12 km/h. Motor je benzinski,

ugraĎen ispod poda vozila, dvocilindrični, zapremine 1060 cm3 i snage 4 KS,

700 min-1

.

1899. Firma „Daimler-Werke“ na predlog austrijskog trgovca Jelineka, gradi novi tip

putničkog vozila, najboljeg vozila toga vremena. Ovaj model naziva po imenu

Jelinekove ćerke Mercedes. Od tada do danas je ime „Mercedes“ i sinonim za naziv

firme „Daimler“.

Kraj XIX. i sami poĉetak XX. veka, smatra se periodom intenzivnijeg osnivanja novih firmi

sa proizvodnim programom automobila:

- 1898. Firma „Leopold Klement“, kasnije nazvana „Škoda“, u Mladoj Boleslavi -

Češka (tadašnja Austrougarska), počinje sa proizvodnjom bicikala, potom i motocikala, da bi

konačno prešla na proizvodnju u teškoj mašinogradnji (motora, automobila, topova i sl.)

- 1899. Adam Opel u Riselshajmu (Rüsselsheim) – Nemačka, počinje sa radom

- 1899. osniva se firma „FIAT“ u Torinu (Italija)

- 1903. osnivanje „Ford-Motor-Company“ u Americi

- 1904. firma „Rols-Rojs“ (Rolls-Royce) gradi najluksuznije automobile toga vremena

- 1910. u firmi „Audi“ u Nemačkoj počinje, takoĎe, proizvodnja automobila.

Ovaj period se slobodno moţe smatrati i početkom proizvodnje teretnih vozila i

autobusa (1897/98. Daimler, 1898. Adam Opel (Adam Opel) - Nemačka, 1895. Bencov

autobus, 1898. 1903. FIAT - Italija, 1903. Skania - Švedska, 1905. Reno (Renault) –

Francuska

Slika I.1-7. Prvi Daimler-ov teretni kamion „Reimenwagen“

sa benzinskim motorom

21

Slika I.1-8. Benz-ov linijski autobus za 8 putnika iz 1895.

sa benzinskim motorom

1897. Ferdinand Porše (Ferdinand Porsche) patentira prvi elektromobil bez transmisije, koji je

imao elektromotore u glavčinama točkova.

1906. Automobil na parni pogon braće Stenli (Stanley) postiţe svetski rekord brzinom od 196

km/h.

Slika I.1-9. Prvi FIAT-ov kamion (1903. godina), 4 tone bruto mase

1908. Henri Ford (Henri Ford), u svojoj fabrici „Ford“ u Americi, prvi put uvodi proizvodnu

tekuću traku. Za dve godine proizvodnje „narodnog vozila“, model „Ford T“,

popularno nazvan „Lola“, isporučen je trţištu u preko 15 miliona komada.

1912. Fabrika „Sulcer“(Sulzer) konstruiše jednu lokomotivu kod koje je kolenasto vratilo

dvotaktnog motora SUS bilo direktno spregnuto sa osovinama. Zbog velike potrošnje

vazduha prilikom puštanja motora u pogon, konstrukcija je doţivela potpuni neuspeh,

čime je dokazano da nije moguće konstruisati vozilo, pogonjeno motorom SUS, sa

dovoljnim stepenom korisnosti, bez spojnice i menjača.

Za razliku od ovih, parna mašina takoĎe nema spojnicu i menjač, ali ona proizvodi

energiju tek pokretanjem klipa, dakle upuštanjem pare u cilindre tokom celog hoda

klipa, čime je smanjena ekspanzija pare. Kao posledica toga ista ima i manji stepen

korisnosti.

22

1914. Za trku Targa Florio na Siciliji, fabrika „Daimler Benz“ konstruiše trkački automobil sa

motorom koji ima kompresor za nadpunjenje smeše.

1923. Iz proizvodnje izlazi teretno vozilo sa dizel motorom Benz – MAN.

1926. Gotlib Daimler i Karl Benz spajaju svoje firme i počinje proizvodnja vozila pod

imenom „Daimler Benz“.

1932. U Nemačkoj počinje sa radom firma „Auto Union“ spajanjem firmi „Wanderer“,

„Audi“, „Horch“ i „DKW“. Ova firma u drugoj polovini XX. veka, zajedno sa firmom

„NSU“, biva “pretopljena“ u koncern „Wolks Wagen“ (prvobitna firma VW osnovana

je tek 1938. godine).

1932. Manfred von Brauhič (Manfred von Brauchitsch) trkačkim automobilom pod imenom

„Mercedes SSKL“ (firma „Daimler Benz“), koji je pogonjen benzinskim motorom

SUS sa kompresorom, postiţe brzinu od 194,4 km/h.

1936. Firma „Daimler Benz“ počinje proizvodnju putničkih automobila sa dizel motorom.

1936. Profesor Ledvinka u fabrici „Tatra“ (Čehoslovačka) konstruiše kamion sa nezavisno

oslonjenim točkovima.

1938. U Nemačkoj, u firmi „Folksvagen“ (Wolkswagen), Ferdinand Porše (Ferdinand

Porsche) konstruiše automobil „bubu - (Käfer)“, sa osnovnim ciljem da proizvodnja

bude jeftina (putnički automobili za narod), odakle i potiče ime (Volks - narodni

Wagen - automobil).

U godinama neposredno pred Drugi svetski rat i prvim godinama rata intenzivno su

korišćena teretna vozila sa oto motorima, koja su koristila generatorski gas. Početkom

Drugog svetskog rata, kompletan razvoj vozila posvećen je vozilima za ratne namene,

te nastaju vozila sa pogonom na sva četiri točka, vozila sa guseničnim pogonom a

upravljanje pomoću točkova i slična.

1950. U fabrici „Rover“ Engleska, konstruiše se vozilo sa gasnom turbinom.

1954. U fabrici „Citroen“ (Citroën) u Francuskoj, serijski je proizvedeno vozilo sa

hidropneumatskim ogibljenjem i podešavanjem visine (Patent Anri Citroën).

1959. Feliks Vankel (Felix Wankel) patentira svoj vankel motor sa rotacionim „klipom“,

kasnije nazvan „Vankel motor“.

1955/65. UgraĎuje se dizel motor sa direktnim ubrizgavanjem u teretna vozila i autobuse.

1961. Prvi propis u Americi, takozvani „kalifornijski test“ o dozvoljenom sadrţaju štetnih

komponenata u izduvnim gasovima vozila.

1963. Firma „NSU“ u svoje serijsko putničko vozilo K - 80 počinje ugradnju vankel motora

zapremine 500 cm3, 37 kW. Vozilo razvija brzinu od 153 km/h.

1965. UvoĎenje propisa o merama sigurnosti na vozilima u Americi.

23

1971/72 U Nemačkoj prezentirano eksperimentalno vozilo sa aspekta sigurnosti putnika,

takozvano „sigurno“ vozilo.

1975 Američki propisi o maksimalnoj potrošnji goriva za vozila pojedinih kategorija.

Od 1980. Usavršavanje konstrukcija pre svega sa aspekta bezbednosti vozila i putnika, uz

ekstremno brzo uvoĎenje elektronskih sistema u vozila (ABS, ASR, EDS), čime nekada

isključivo mehanička „mašina“ postaje sloţeniji mehatronički sistem.

1995. Na salonu automobila u Tokiju, japanska firma „Tojota“ (Toyota) izlaţe prototip vozila

sa hibridnim pogonom (elektromotor + motor SUS), koji se mogu smenjivati ili

dopunjavati u pogonu vozila.

Od 1995. Pooštravanje evropskih normi o emisiji izduvnih gasova, sukcesivnim uvoĎenjem

normi, sa konačnim ciljem uvoĎenja u praksu normi „Zero“ (vozila bez emisije štetnih

izduvnih gasova). Trenutno, 2010. godine, na snazi su takozvane Euro V norme.

2008. Na salonu automobila u Parizu „invazija“ vozila sa hibridnim pogonom. Skoro sve

svetski poznate firme izlaţu svoje verzije hibridnih automobila serijske proizvodnje. Tim

povodom, američka firma GM (General Motors) izlaţe prototip serijskog vozila „Volt“ sa

pogonom točkova isključivo elektromotorima, koji energiju dobijaju iz akumulatora. Vozilo

ima i jedan „Opel“–ov benzinski motor od 1,6 litara, spregnut sa generatorom, isključivo kao

agregat za dopunu litijum - jonskih akumulatora, dakle ne i za direktan pogon točkova.

Danas se proizvode automobili svih vrsta i namena: vozila niţe i srednje klase sa

skromnijim karakteristikama (vozila za narod), luksuzna putnička vozila, sportska vozila,

porodična vozila (poznatija kao „Van“ automobili), terenska vozila svih vrsta i namena,

teretna vozila takoĎe svih vrsta i namena, vozila specijalnih namena uključujući i radna,

autobusi različitih namena. Dovoljno je navesti, da prema statističkim podacima, samo u SR

Nemačkoj, koja ima oko 82,5 miliona stanovnika, registrovano je oko 45 miliona putničkih

automobila. Kao kuriozitet svoje vrste, za najbrţi serijski automobil danas se smatra Ferari

tipa „Enzo“ (Ferrari Enzo) sa motorom od oko 485 kW (650 KS) i najvišom brzinom od oko

360 km/h.

O budućnosti automobila je takoĎe moguće potrošiti veliki broj stranica teksta

opisujući predviĎene konstrukcije i karakteristike vozila, no sve se mogu svesti u nekoliko

reči: vozila će biti sve sigurnija, brţa i udobnija, a samim tim kao kompleksan mehatronički

sistem i visoko sofisticirana.

Interesantno je pomenuti „raritete“ iz razvoja zakonodavstva u saobraćaju. Naime, u

Velikoj Britaniji, 1865. godine, posle niza nezgoda na ulicama, donesen je prvi zakon kojim

je „regulisan“ saobraćaj, popularno nazvan „Zakon o crvenoj zastavici“ (Red Flag Act).

Ovim zakonom je propisano da vozilo na sopstveni pogon treba da ima tri člana posade -

vozač, kočničar i jedan pratilac, koji je morao da ide ispred vozila i crvenom zastavicom

upozorava prolaznike o dolasku vozila. TakoĎe je u to vreme bila propisana i najveća

dozvoljena brzina u saobraćaju: 2 mph (milje na sat) u gradu i 3 mph na otvorenim

drumovima.

Nešto kasnije je u Nemačkoj uveden propis da vozilo mora da ima i trubu, kojom bi u

gradu vozač upozoravao pešake na dolazak vozila.

24

I.2 DEFINICIJE I PODELE VOZILA

Prema SRPS M.N0.001 (bivši JUS M.N0.001)* pod opštim pojmom vozila,

podrazumevaju se kopnena mobilna sredstva, sposobna da se kreću:

- drumovima (drumska vozila),

- šinama (šinska vozila),

- terenu (graĎevinske samohodne mašine, mašine unutrašnjeg transporta)

- poljoprivredna vozila i mašine ( traktori, kombajni i slična)

- borbena vozila (samohodni topovi, tenkovi, oklopni transporteri i slična)

Ova definicija istovremeno vrši podelu vozila prema svojim tehničkim i

eksploatacionim karakteristikama.

U opšte uzev, svrha drumskih vozila definiše njihovu konstrukciju, opremu i ureĎaje,

te se shodno tome i unutar gore navedenih grupa i podgrupa mogu izvršiti dalje podele.

Podela drumskih vozila:

prema vrsti ostvarivanja pogona

- vozila na mišićni pogon

- vozila na motorni pogon, sa sledećim podgrupama

- vozila sa pomoćnim motorom

- drumska motorna vozila

- priključna vozila, koja sadrţe sledeće podgrupe

- prikolice

- poluprikolice

- skupovi ili spregovi vozila (vučni vozovi)

- zapreţna vozila

prema nameni

- vozila za prevoz lica i/ili robe (putnički i teretni automobili, tegljači,

autobusi)

- radna vozila

- specijalna vozila

- vozila unutrašnjeg transporta (na primer viljuškari, vozila posebnih namena u

unutrašnjem transportu)

- vojna vozila (borbena i ne borbena vozila)

Borbena vozila su po svojoj specijalnoj konstrukciji i opremi namenjena za posebna

korišćenja, pre svega u ratne svrhe i sposobna su da se kreću po putevima i terenu, te ovu

grupu vozila ne obuhvata "Zakon o bezbednosti u saobraćaju", a ni standard SRPS

M NO.010, koji vrši dalju detaljniju podelu vozila.

U podeli motornih vozila, prema vrsti i nameni, postoji neusaglašenost izmeĎu Zakona

o bezbednosti u saobraćaju (ZOBS) i standarda SRPS N0.010, koji je potpuniji samim tim što

obuhvata sva drumska vozila sa i bez motornog pogona.

* Nakon raspada Jugoslavije i stvaranja Republike Srbije, nekadašnji naziv

jugoslovenski standard (JUS), zamenjen je nazivom "srpski standard", koji je dobio

skraćenicu SRPS.

25

I. 2.1 Klasifikacija drumskih motornih vozila prema SRPS M NO. 010

Srpski standard SRPS M NO.010, pod nazivom (drumska vozila - klasifikacije,

termini i definicije) ureĎuje klasifikaciju, termine, decimalni (klasifikacioni broj) i definicije

drumskih vozila, koja je zasnovana na razlikama u konstrukciji i karakteristikama drumskih

vozila. Ove razlike opredeljuju vrste pogona, hodne sisteme, ureĎaje, opremu i nadgradnju u

vezi sa namenom.

1. Drumska vozila

1.1 Drumska vozila na mišićni pogon (bicikli i tricikli), pod kojima se

podrazumevaju vozila na dva ili tri točka sa pedalama za noţni pogon, koja se voze u jahaćem

poloţaju i koja su namenjena za prevoz lica i stvari.

1.2 Drumska vozila na motorni pogon, vozila koja se pokreću snagom

sopstvenog motora.

1.2.1 Drumska vozila sa pomoćnim motorom (bicikli i tricikli) definisani

su kao vozila koja se kreću drumovima, a za pogon koriste snagu mišića vozača ili motor, pri

čemu su maksimalna brzina vozila i snaga motora zakonom definisane karakteristike i iste

fabrički limitirane.

1.2.2 Drumska motorna vozila na motorni pogon predstavljaju vozila koja

se kreću drumovima pogonjena motorom, a prema konstrukciji, ureĎajima i opremi

opredeljena su za prevoz lica i /ili tereta ili za vršenje odreĎenog rada.

1.2.2.1 Drumska motorna vozila sa dva toĉka u istom tragu (mopedi,

skuteri i motocikli).

1.2.2.2 Drumska motorna vozila sa tri toĉka i sa tri traga. Ova podgrupa ima

dalje podele prema obliku i nameni.

1.2.2.3 Automobili, pod kojima se podrazumevaju drumska motorna vozila sa

najmanje četiri točka. Prema konstrukciji i nameni, a samim tim i po opremi, namenjen je za

prevoz:

- tereta i/ili putnika (teretna, putnička ili kombinovana - kombi vozila)

- samo odreĎenih tereta (specijalni automobili)

- za vršenje odreĎenih radova (radni automobili)

- za vuču priključnih vozila (vučni automobili)

Prema načinu razvoĎenja pogona na točkove, dalje se ova podgrupa razvrstava u

podvrste:

- automobili normalne prohodnosti sa pogonom tipa 4x2; 6x2: 6x4: 8x2: 8x4

- automobili povišene prohodnosti sa pogonom tipa 4x4; 6x6: 8x8, uobičajeno nazvani

terenski automobili.

Slika I.2-1. Moderno koncipiran putnički automobil "Honda Jazz"

26

Svaka od gore navedenih grupa automobila moţe dalje da se podeli u podgrupe:

1.2.2.3.1 Automobili za prevoz putnika. Ova vrsta vozila se dalje standardom

razvrstava u podvrste prema obliku karoserije, kao na primer: limuzine, kupe, karavan,

specijalni putnički automobil i slično. U ovu grupu vozila (za prevoz putnika) svrstavaju se i

autobusi, kao posebna podgrupa (podgrupa 1.2.2.3.1.2), koji se pak dalje razvrstavaju u male,

meĎugradske, turističke, specijalne autobuse, zglobne autobuse i trolejbuse.

1.2.2.3.3 Automobili za prevoz tereta. I ova vrsta vozila se dalje standardom

razvrstava u podvrste prema obliku karoserije i vrsti tereta (otvoreni ili zatvoreni tovarni

sanduk, furgon, platforma za kontejnere, damperi i slično...). Ukoliko je tovarni prostor

namenjen prevozu odreĎenih tereta takvi teretni automobili se nazivaju specijalnim

automobilima (hladnjača, cisterna, mešalica za beton, odvoz smeća, automobil radionica i

slično). Ova podgrupa vozila nije ograničena, s obzirom da su specijalni tereti takoĎe ne

ograničeni po nameni.

Slika I.2-2 Moderno koncipiran troosovinski teretni automobil "Volvo"

1.2.2.3.4 Automobili za vuĉu prikljuĉnih vozila (tegljaĉi). I ova podgrupa se

dalje razvrstava u tegljače opremljene vučnim sedlima za vuču poluprikolica (1.2.2.3.4.1) i

specijalne tegljače (1.2.2.3.4.2), opremljene poteznicom i dodatim teretom radi povećanja

athezione sile, namenjenih vuči velikih i vangabaritnih tereta.

1.2.2.3.5 Automobili za vršenje rada. Ova grupa vozila obuhvata automobile

specijalne konstrukcije, koja imaju specijalnu opremu i /ili ureĎaje za vršenje odreĎenog rada

(automobil dizalica, vatrogasna vozila, automobili cisterne za pranje ulica, automobil čistač

snega, kompresorski ili elektro agregati i slična). Ova grupa vozila nije ograničena s obzirom

da su specijalni ureĎaji i oprema na vozilima ne ograničeni po nameni.

Shodno standardu SRPS M.NO.010 svaka grupa i podgrupe vozila imaju svoj poseban

klasifikacioni broj.

1.3 Drumska prikljuĉna vozila

Ovom podvrstom vozila su obuhvaćena drumska vozila bez motornog pogona, koja su

po konstrukciji ureĎajima i opremi sposobna da se priključe za vučno vozilo i namenjena su

prevozu lica i/ili tereta ili vršenju odreĎenog rada. Podela ove vrste vozila je mnogobrojna s

obzirom da je konstrukcija istih, ureĎaji i oprema koja se moţe nalaziti na njima

neograničena, na primer:

27

1.3.1 Prikolice, sa jednom, dve ili više osovina, konstruisana tako da samo delom

svoje mase opterećuju vučno vozilo. Ova vrsta vozila se dalje razvrstava u podvrste prikolica

putničkih i prikolice teretnih automobila, autobusa, specijalne prikolice za prevoz tereta i

prikolice za vršenje rada.

Slika I.2-3. Teretni automobil sa prikolicom

(Skup teretnog automobila sa prikolicom)

1.3.2 Poluprikolice, kojima se podrazumevaju vozila sa jednom, dve ili više zadnjih

osovina (dakle bez prednje- upravljajuće osovine) i sa više tragova, konstruisana tako da samo

svojim prednjim delom opterećuju vučno vozilo posredstvom specijalnog vučnog sedla, preko

koga se znatan deo mase poluprikolice prenosi na vučno vozilo - tegljač.

Ova vrsta vozila se dalje razvrstava u poluprikolice putničkih i teretnih automobila,

specijalne poluprikolice za prevoz tereta i poluprikolice za vršenje rada.

1.3.3 Specijalna priključna vozila, koja obuhvataju prikolice i poluprikolice specijalne

konstrukcije, namenjena specijalnim transportnim namenama (niskonoseće platforme, spratne

platforme. U ovu podvrstu razvrstavaju se i traktorske jednoosovinske prikolice, mada to

nije decidirano navedeno standardom.

1.4 Drumski skupovi (spregovi) vozila, koja podrazumevaju sastav motornog i

priključnog vozila, koji u saobraćaju na putevima učestvuju kao jedna celina (spreg motocikla

sa prikolicom, spreg putničkog automobila i lake prikolice, skup autobusa (spreg autobusa i

autobuske prikolice koja prevozi putnike ili teret), skup teretnog automobila (spreg teretnog

automobila i prikolice), skup tegljača (spreg vučnog vozila i poluprikolice klasične i

specijalne namene)

Slika br I.2-4. Skup turističkog autobusa i putničke prikolice

28

Slika br I.2-5. Skup tegljača sa specijalnom

poluprikolicom - cisternom

1.5 Drumska zapreţna vozila

Ova vrsta vozila podrazumeva skup zapreţne ţivotinje i zapreţnog vozila sa jednom

ili dve osovine, namenjeno prevozu lica i/ili tereta.

I.2.2. PODELA VOZILA PREMA ZAKONU O BEZBEDNOSTI U

SAOBRAĆAJU REPUBLIKE SRBIJE

Zakon o bezbednosti u saobraćaju, koji je u Republici Srbiji stupio na snagu oktobra

meseca 2009. godine, ima znatno drugojačiju podelu od one koja je data standardom SRPS

M.N0.010. Stoga u podeli motornih vozila, prema vrsti i nameni, postoji neusaglašenost

izmeĎu

• zakona o bezbednosti u saobraćaju ZOBS (donesen očigledno za poslove

administrativnog značaja i registracije vozila) i

• standarda SRPS M N0.010, koji je potpuniji, samim tim što obuhvata sva drumska

vozila sa i bez motornog pogona i koji razraĎuje podelu na osnovu tehničkih

karakteristika.

Prema navedenom Zakonu, definicija motornih vozila je:

Motorno vozilo je vozilo koje se pokreće snagom sopstvenog motora, koje je po

konstrukciji, ureĎajima, sklopovima i opremi namenjeno za prevoz lica, odnosno stvari, za

obavljanje radova, odnosno vuču priključnog vozila, osim šinskih vozila.

Dalja podela je prema vrsti, tako da se sva motorna vozila dele na:

Moped pod kojim se smatra motorno vozilo sa dva točka, čija najveća konstruktivna

brzina, bez obzira na način prenosa, ne prelazi 45 km/h, pri čemu radna zapremina motora,

kada vozilo ima motor SUS, ne prelazi 50 cm3, ili sa motorom čija najveća trajna nominalna

snaga ne prelazi 4 kW, kada vozilo ima električni pogon.

Laki tricikl je motorno vozilo sa tri točka, čija najveća konstruktivna brzina, bez

obzira na način prenosa, ne prelazi 45 km/h, pri čemu radna zapremina motora, kada vozilo

ima motor SUS sa pogonom na benzin, ne prelazi 50 cm3, ili čija najveća efektivna snaga

motora ne prelazi 4 kW kada vozilo ima motor SUS sa drugom vrstom pogonskog goriva, ili

čija najveća trajna nominalna snaga ne prelazi 4 kW kada vozilo ima električni pogon.

Motocikl je motorno vozilo sa dva točka, ili sa tri točka asimetrično rasporeĎena u

odnosu na srednju poduţnu ravan vozila (motocikl sa bočnom prikolicom), čija najveća

29

konstruktivna brzina, bez obzira na način prenosa, prelazi 45 km/h, pri čemu radna zapremina

motora, kada vozilo ima motor SUS, prelazi 50 cm3, ili sa motorom čija najveća trajna

nominalna snaga prelazi 4 kW kada vozilo ima električni pogon.

Teški tricikl je motorno vozilo sa tri točka, čija najveća konstruktivna brzina, bez

obzira na način prenosa, prelazi 45 km/h, pri čemu radna zapremina motora, kada vozilo ima

motor SUS sa pogonom na benzin, prelazi 50 cm3, ili čija najveća efektivna snaga motora

prelazi 4 kW kada vozilo ima motor SUS sa drugom vrstom pogonskog goriva, ili čija najveća

trajna nominalna snaga prelazi 4 kW kada vozilo ima električni pogon.

Laki ĉetvorocikl je motorno vozilo sa četiri točka, čija masa ne prelazi 350 kg, što ne

uključuje masu baterija vozila sa električnim pogonom, čija najveća konstruktivna brzina, bez

obzira na način prenosa, ne prelazi 45 km/h, pri čemu radna zapremina motora, kada vozilo

ima motor SUS, ne prelazi 50 cm3, ili sa motorom čija najveća trajna nominalna snaga ne

prelazi 4 kW kada vozilo ima električni pogon. Četvorocikl se u literaturi još naziva i

kvadricikl (quadricikl).

Teški ĉetvorocikl je motorno vozilo sa četiri točka, osim lakog četvorocikla, čija masa

ne prelazi 400 kg, odnosno 550 kg za teretne četvorocikle, što ne uključuje masu baterija

vozila sa električnim pogonom i čija najveća efektivna snaga, odnosno najveća trajna

nominalna snaga motora ne prelazi 15 kW.

Vozilo za prevoz putnika je motorno vozilo prvenstveno namenjeno za prevoz lica,

čija je masa veća od 400 kg i čija najveća efektivna snaga, odnosno najveća trajna nominalna

snaga motora je veća od 15 kW.

Putniĉko vozilo je vozilo za prevoz putnika, koje ima najviše 9 mesta za sedenje,

uključujući i mesto za sedenje vozača.

Autobus je vozilo za prevoz putnika, koje ima više od 9 mesta za sedenje, uključujući

i mesto za sedenje vozača.

Trolejbus je autobus koji se preko provodnika napaja električnom energijom.

Teretno vozilo je motorno vozilo sa najmanje četiri točka, koje je namenjeno za

prevoz tereta, odnosno vršenje rada na način da se vozilom ne moţe prevoziti nikakav drugi

teret, odnosno vuču priključnih vozila, čija je masa veća od 550 kg i čija najveća efektivna

snaga, odnosno najveća trajna nominalna snaga motora je veća od 15 kW.

Skup vozila je sastav vučnog vozila i priključnog, odnosno priključnih vozila, koji u

saobraćaju na putu učestvuje kao jedna celina.

Turistiĉki voz je skup vozila koji čine vučno vozilo i priključna vozila, namenjena za

prevoz putnika u parkovima, hotelsko - turističkim i sličnim naseljima, na površini na kojoj se

ne obavlja saobraćaj i putu na kome se saobraćaj odvija u turističke svrhe i čija najveća

konstruktivna brzina kretanja ne prelazi 25 km/h.

Radna mašina je motorno vozilo koje je prvenstveno namenjeno za izvoĎenje

odreĎenih radova (kombajn, valjak, grejder, utovarivač, rovokopač, buldoţer, viljuškar i

slična) i čija najveća konstruktivna brzina kretanja ne prelazi 45 km/h.

Traktor je motorno vozilo koje ima najmanje dve osovine i koje je prvenstveno

namenjeno za vučenje, guranje, nošenje ili pogon izmenljivih priključaka za izvoĎenje

prvenstveno poljoprivrednih, šumskih ili drugih radova i za vuču priključnih vozila za traktor.

Motokultivator je motorno vozilo koje se sastoji od pogonsko- upravljačkog i

tovarnog dela, koji su konstruktivno razdvojivi, a u saobraćaju na putu učestvuju isključivo

kao jedna celina, čiji pogonski deo prema konstrukciji, ureĎajima i opremi je namenjen i

osposobljen za guranje, vučenje, nošenje ili pogon izmenljivih priključaka za izvoĎenje

poljoprivrednih radova, čija najveća snaga motora nije veća od 12 kW.

Prikljuĉno vozilo je vozilo koje je po konstrukciji, ureĎajima, sklopovima i opremi

namenjeno i osposobljeno da bude vučeno od drugog vozila, a sluţi za prevoz putnika,

odnosno stvari, odnosno obavljanje radova.

30

Prikljuĉno vozilo za traktor je priključno vozilo koje je namenjeno da bude vučeno

isključivo traktorom.

Prikljuĉak za izvoĊenje radova je izmenljivo oruĎe koje sluţi obavljanju

poljoprivrednih, šumskih ili drugih radova i koje se u svrhu izvoĎenja radova postavlja ili

priključuje na motorno vozilo.

Zapreţno vozilo je vozilo koje je namenjeno i osposobljeno da ga vuče upregnuta

ţivotinja.

Napomena: Zaprežno vozilo već po definiciji ne spada u grupu motornih vozila,

međutim zbog potreba registracije svrstava se kao posebna grupa vozila.

Vojno vozilo je svako borbeno i neborbeno vozilo i drugo vozilo koje je registrovano

po posebnim propisima ministarstva nadleţnog za poslove odbrane, kao i svako drugo

propisno obeleţeno vozilo dok se, po osnovu izvršavanja materijalne obaveze, nalazi na

korišćenju u jedinicama i ustanovama ministarstva nadleţnog za poslove odbrane i Vojske

Srbije.

I.2.3. KLASIFIKACIJA I OZNAĈAVANJE VOZILA PREMA BROJU

OSOVINA I POGONSKIH TOĈKOVA

Podela vozila prema broju osovina u principu vrši se kod terenskih, teretnih

automobila i automobila specijalne namene. MeĎutim kod putničkih automobil, uobičajena

konstrukcija je sa jednom upravljajućom osovinom i jednom zadnjom osovinom, bez obzira

da li je prednja ili zadnja osovina pogonska.

Standard SRPS M N0.010 posebno ne definiše način razvoĎenja pogona na točkove,

te se stoga u praksi radi bliţeg objašnjenja svrhe i namene putničkih i teretnih automobila sa

aspekta prohodnosti. Ova vrsta vozila se razvrstava u podvrste: dvoosovinska, troosovinska,

četvoroosovinska i višeosovinska vozila. TakoĎe i sa aspekta prohodnosti vozila, odnosno

mogućnosti savlaĎivanja terena, automobili se dele u:

- automobili normalne prohodnosti sa pogonom tipa 4x2; 6x2: 6x4: 8x2: 8x4

- automobili povišene prohodnosti sa pogonom tipa 4x4; 6x6: 8x8, koji se uobičajeno

nazivaju terenski automobili.

Tabela I.2-1. Dvoosovinska vozila - razmeštaj osovina i pogona Shema

rasporeda

osovina

Pogonski

tip točkova

Formula

upravljajućih

osovina

Formula

rasporeda

pogona

Namena

i prohodnost

I

4 x 2 1 - 0 02

Vozila normalne

prohodnosti

II

4 x 2 1 - 0 10 Vozila normalne

prohodnosti

III

4 x 4 1 - 0 12 Vozila povišene i

visoke

prohodnosti

IV

4 x 2 0 - 1 10 Sporohodna

vozila i vozila

unutrašnjeg

transporta

U ovoj oznaci prvi broj označava ukupan broj točkova vozila a drugi broj predstavlja

broj pogonskih točkova, pri čemu se udvojeni točkovi ne računaju kao posebni, već samo kao

točak povećane nosivosti. Tako na primer oznaka 6 x 4 predstavlja automobil sa ukupno 6

31

točkova (najčešće jedna prednja - upravljajuća osovina i dve zadnje osovine), kod koga su svi

zadnji točkovi pogonski.

Slika I.2-6. Teretni dvoosovinski automobil visoke prohodnosti

Slika I.2-7. Terenski višenamenski dvoosovinski automobil visoke prohodnosti

Tabela I.2-2. Troosovinska vozila - razmeštaj osovina i pogona

Shema rasporeda osovina

Pogonski

tip točkova

Raspored

osovina

Formula

upravljajućih

osovina

Formula

rasporeda

pogona

Namena i

prohodnost

I

6 x 4

6 x 2

6 x 6

1 - 2

1 - 2

1 - 2

1 - 00

1 - 00

1 - 00

023

020

123

Vozila

normalne i

povišene

prohodnosti.

Vozila

normalne

prohodnosti.

Vozila visoke

prohodnosti

II

6 x 6

6 x 6

1- 1 - 1

1- 1 - 1

1 - 2 - 0

1 - 0 - 3

123

123

Vozila visoke

prohodnosti.

Vozila visoke

prohodnosti

III

6 x 6

2 - 1

12 - 0

123

Vozila

specijalne

namene

32

Slika I.2-8. Teretni automobil visoke prohodnosti


(Specijalni teretni automobil "Tatra 813")

Slika I.2-10. Specijalni automobil visoke prohodnosti

33

Slika I.2-11. Terenski višenamenski troosovinski

automobil visoke prohodnosti

Tabela I.2-3. Četvoroosovinska vozila - razmeštaj osovina i pogona


Pogonski

tip

točkova

Raspored

osovina

Formula

upravljajući

h osovina

Formula

rasporeda

pogona

Namena

i prohodnost

I

8 x 4

8 x 6

8 x 8

2 – 2

2 – 2

2 - 2

12 – 00

12 – 00

12 - 00

0034

1034

1234

Vozila normalne

prohodnosti

Vozila povišene

prohodnosti

Vozila visoke

prohodnosti

II

8 x 4

8 x 8

1-1-1-1

1-1-1-1

1- 2- 0- 0

1- 0- 0- 4

1234

1234

Vozila visoke

prohodnosti

Vozila visoke

prohodnosti

III

8 x 8

1 - 2 - 1

1- 00- 1

1234

Vozila visoke

prohodnosti

IV

8 x 8

1 - 1 - 2

1 - 2 - 00

1234

Vozila visoke

prohodnosti

Raspored osovina: I - Podeljeni raspored osovina

II - Ravnomerni raspored osovina

III - Raspored sa srеdnjim osovinama na bliskom rastojanju

IV - Neravnomerni raspored osovina

34

Slika I.2-12. Teretni automobil normalne prohodnosti

(Radni automobil "Deutz-Magirus 310")


(Specijalni teretni automobil "MAZ 8 x 8")

Slika I.2.14. Specijalni teretni automobil visoke prohodnosti

(Specijalni teretni automobil "ZIL 135")

35


(Teretni automobil "MAN")


Tabela I.2-4. Razmeštaj osovina i pogona specijalnih i dizaličnih vozila


Pogonski

tip točkova

Raspored

osovina

Formula

upravljajućih

osovina

Formula

rasporeda

pogona

Namena

i prohodnost

I

10 x 6

2 - 3

12 - 300

10045

Vozila

povišene

prohodnosti

II

12 x 6

12 x 6

3 - 3

2 - 4

123 - 000

12 - 3006

000456

000456

Vozila visoke

prohodnosti

Vozila

povišene

prohodnosti

III

14 x 8

4 - 3

1234 - 007

1204500

Vozila

povišene

prohodnosti

IV

16 x 8

5 - 3

12340 - 678

00305670

Vozila

povišene

prohodnosti

36

Slika I.2-17. Razmeštaj osovina specijalnih i dizaličnih vozila

(Specijalni teretni automobil "FAUN")

Slika I.2-18. Razmeštaj osovina i točkova specijalnih vozila

(Specijalni teretni automobil "MT 120.8.2")

Slika I.2-19. Konstruktivna shema oslonca sa dva točka kod specijalnih vozila

37

Slika I.2-20. Izgled slogova točkova

kod specijalnih vozila

Tabela I.2-5. Konstruktivna rešenja razmeštaja slogova kod višeosovinskih vozila

Shema rasporeda

Broj slobode

kretanja

Formula

toĉkova

Formula

upravljajućih

slogova

I

jedna u

horizontalnoj ravni

jedna u vertikalnoj

ravni

6 x 6

8 x 8

1 - 0 - 0

1 - 0 - 3

12 - 00

II

2 ili 3

8 x 8

16 x 16

12 - 34

1200 - 5600

I. Prikolični tip

II. Slogovi sa pojedinačnim sedlima

Tabela I.2-6. Razmeštaj osovina specijalnih samohodnih vozila i prikolica

Shema rasporeda osovina Namena i prohodnost

I

Specijalna vozila povišene

prohodnosti i specijalne

prikolice

II



prikolice

III



prikolice

I - Ravnomerni raspored osovina

II - Zglobni tip vozila

III - Ravnomerni raspored osovina vozila sa vučno - nosećim sedlima

38

I.2.4 PODELA VOZILA PREMA PRAVILNIKU EVROPSKE UNIJE

Kako bi se lakše vozila klasifikovala, zemlje Evropske Unije usvojile su standard

70/156 EWG, kasnije promenjen u 98/91 EG, prema kome su sva vozila podeljena u 6

kategorija (tabela 1.2-7), s tim da svaka kategorija sadrţi podkategorije. Na ovakvu podelu

vozila, oslanjaju se na dalje sve regulative Evropske Unije koje se odnose na vozila.

Tabela 1.2-7 Podela vozila po kategorijama Vrsta

vozila

Pod

kategorija

Vrsta vozila

Vrsta

M

Putniĉka vozila sa najmanje 4 toĉka

M 1 Putnička vozila, koja osim sedišta vozača imaju najviše još 8 sedišta

(U ovu kategoriju vozila najčešće spadaju i "automobili za stanovanje i/ili

kampovanje“

M 2 Putnička vozila, koja osim sedišta vozača imaju više od 8 sedišta, čija ukupna

masa nije veća od 5 t

M 3 Putnička vozila koja osim sedišta vozača sadrţe više od 8 sedišta, čija ukupne

masa prelazi 5 t

Vrsta

N

Teretna vozila sa najmanje ĉetiri toĉka

N 1 Teretna vozila čija ukupna masa nije veća od 5 t

N 2 Teretna vozila čija ukupna masa prelazi 5 t, ali nije veća od 12 t

N 3 Teretna vozila čija ukupna masa prelazi 12 t

Vrsta

O

Prikolice i poluprikolice

O 1 Prikolice čija ukupna masa nije veća od 0,75 t

O 2 Prikolice čija ukupna masa prelazi 0,75 t, ali nije veća od 3,5 t

O 3 Prikolice čija ukupna masa prelazi 3,5 t, ali nije veća od 10 t

O 4 Prikolice čija ukupna masa prelazi 10 t

Vrsta

L

Drumska vozila sa manje od 4 toĉka

L 1 Mopedi i skuteri: Motorna vozila na dva točka, konstrukcione brzine do 45

km/h, bez obzira na način pogona i/ili radne zapremine motora SUS do 50 cm3

L 2 Laki tricikli: Motorna vozila na tri točka bez obzira na raspored istih,

konstrukcione brzine do 45 km/h, bez obzira na način pogona i/ili radne

zapremine motora SUS do 50 cm3

L 3 Motocikl: Motorna vozila na dva točka, konstrukcione brzine veće od 45

km/h, bez obzira na način pogona i/ili radne zapremine motora SUS veće od

50 cm3

L 4 Asimetriĉni tricikl: Motorna vozila na tri točka asimetrično postavljena u

odnosu na uzduţnu osu vozila (motocikli sa bočnom prikolicom),

konstrukcione brzine veće od 45 km/h, bez obzira na način pogona i /ili radne

zapremine motora SUS veće od 50 cm3

L 5 Teški tricikl: Motorna vozila na tri točka simetrično postavljena u odnosu na

uzduţnu osu vozila, konstrukcione brzine veće od 45 km/h, bez obzira na

način pogona i/ili radne zapremine motora veće od 50 cm3

Ĉetvorocikl (Quadricikl)

L 6 Laki ĉetvorocikl: Motorna vozila na četiri točka, čija neto masa ne prelazi

350 kg, što ne uključuje masu baterija za vozila na elektropogon,

konstrukcione brzine do 45 km/h, a koja imaju motor: motor SUS radne

zapremine do 50 cm3 sa pogonom na benzin ili motor SUS radne zapremine

čija neto snaga ne prelazi 4 kW sa pogonom na druga goriva ili čija neto snaga

ne prelazi 4 kW sa elektromotornim pogonom

L 7 Teški ĉetvorocikl: Motorna vozila na četiri točka, koja ne odgovaraju

uslovima iz L6, čija neto masa ne prelazi 400 kg, odnosno 550 kg za teretni

kvadricikl, što ne uključuje masu baterija za vozila na elektropogon i čija neto

snaga motora ne prelazi 15 kW.

Vrsta

G

Terenska vozila

G Vozila kategorija M i N opremljena za upotrebu u terenskim uslovima

Vrsta

T

Traktori

Napomena: Za razliku od našeg pravilnika, prema direktivi EU u ovu kategoriju spadaju

traktori svih vrsta (točkaši i guseničari) namenjeni radovima u poljoprivredi i šumarstvu

39

U zavisnosti od nadgradnje ili vrste karoserije (limuzina, karavan, kupe, kombinovano

vozilo) vozila vrste M moguće je dodatno definisati. U ovu klasu uobičajeno spadaju i

takozvana višenamenska vozila, pod kojima se podrazumavaju vozila, koja pored putnika

mogu prevoziti i teret unutar jedne zapremine.

U koju će se podklasu dalje svrstati neko višenamensko vozilo zavisi pre svega od

ispunjenosti ostalih uslova (broj putnika, količina tereta i slično).

Treba da se istakne da kategorija vozila G nije samostalna, već samo dopunska

kategorijama M i N, što znači da pored osnovne oznake (M, N) treba napisati i oznaku G,

ukoliko je reč o vozilima namenjenih kretanju po terenu - takozvana terenska vozila, (npr.

M1G; N1G).

U našoj Drţavi se takoĎe predviĎa prihvatanje podele vozila po kategorijama shodno

navedenoj podeli EU i to podzakonskim aktom (Pravilnik o podeli motornih i priključnih

vozila i tehničkim uslovima za vozila u saobraćaju na putevima“) u okviru ZOBS-a iz 2009.

godine (navedeni Pravilnik nije stupio na snagu do trenutka izdavanja ove knjige). Izmena

postoji u vrsti vozila T (traktori), koja je ograničena samo na traktore točkaše, a kao posebna

vrsta uvode se traktori sa gusenicama (vrsta C) i vrste vozila R, S i K. Ove kategorije takoĎe

su podeljene u više podkategorija.

Tabela 1.2-7 a Bliţa objašnjenja vrsta T, R, S i K

Vrsta T

Traktori toĉkaši

T 1 Traktor na točkovima čija masa kada je spreman za voţnju nije veća od 600 kg,

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h, širina traga osovine najbliţe

sedištu vozača nije manja od 1150 mm i koji ima klirens manji od 1000 mm

T 2 Traktor na točkovima čija je masa kada je spreman za voţnju veća od 600 kg,

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h, kod kojih je najmanja širina

traga manja od 1150 mm i čiji je klirens manji od 600 mm. Kod traktora ove

kategorije najveća dozvoljena brzina je ograničena na 30 km/h kada je visina

teţišta iznad zemlje podeljena srednjom širinom traga veća od 0,9.

T 3 Traktor na točkovima čija masa spremnog za voţnju nije veća od 600 kg a

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h.

T 4 Traktori posebnih namena, čija najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h.

T 5 Traktori na točkovima, čija najveća konstruktivna brzina prelazi 40 km/h.

Tm Motokultivatori: Motorno vozilo čiji je pogonski deo prema konstrukciji,

ureĎajima, sklopovima i opremi namenjen za guranje, vučenje nošenje ili pogon

izmenljivih priključaka za izvoĎenje poljoprivrednih radova, ne moţe da razvije

veću brzinu od 30 km/h i čija snaga motora ne prelazi 15 kW.

TR Radne mašine: Motorno vozilo koje je prema konstrukciji, ureĎajima,

sklopovima i opremi isključivo namenjeno i osposobljeno za vršenje odreĎenih

radova (kombajn, valjak, utovarivač, grejder, rovokopač, viljuškar i slična) i čija

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 45 km/h,

Vrsta C

Traktori guseniĉari

C 1 Traktori sa gusenicama čija masa kada je spreman za voţnju nije veća od 600

kg, najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h, širina traga osovine

najbliţe sedištu vozača nije manja od 1150 mm i koji ima klirens manji od 1000

mm

C 2 Traktori sa gusenicama čija je masa kada je spreman za voţnju veća od 600 kg,

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h, kod kojih je najmanja širina

traga manja od 1150 mm i čiji je klirens manji od 600 mm. Kod traktora ove

kategorije najveća dozvoljena brzina je ograničena na 30 km/h kada je visina

teţišta iznad zemlje podeljena srednjom širinom traga veća od 0,9.

C 3 Traktori sa gusenicama čija masa spremnog za voţnju nije veća od 600 kg a

najveća konstruktivna brzina ne prelazi 40 km/h.

C 4 Traktori sa gusenicama posebnih namena, čija najveća konstruktivna brzina ne

prelazi 40 km/h.

C 5 Traktori sa gusenicama, čija najveća konstruktivna brzina prelazi 40 km/h.

40

Vrsta R

Prikljuĉno vozilo traktora

R 1 Priključno vozilo čija najveća dozvoljena masa ne prelazi 1500 kg

R 2 Priključno vozilo čija je najveća dozvoljena masa veća od 1500 kg ali ne prelazi

3500 kg

R 3 Priključno vozilo čija je najveća dozvoljena masa veća od 3,5 t ali ne prelazi 21 t

R 4 Priključno vozilo čija je najveća dozvoljena masa prelazi 21 t

Napomena: Svakoj podkategoriji Rx dodaje se još i slovna oznaka „a“ ili „b“ u

zavisnosti od dozvoljene brzine kretanja:

a – za brzine manje ili jednake 40 km/h

b – za brzine preko 40 km/h

Vrsta S

Izmenljive vuĉene mašine

S 1 Izmenljive vučne mašine namenjene za poljoprivredu ili šumarstvo čija najveća

dozvoljena masa ne prelazi 3500 kg

S 2 Izmenljive vučne mašine namenjene za poljoprivredu ili šumarstvo čija najveća

dozvoljena masa prelazi 3500 kg

Napomena: Svakoj podkategoriji Sx dodaje se još i slovna oznaka „a“ ili „b“ u

zavisnosti od dozvoljene brzine kretanja:

a – za brzine manje ili jednake 40 km/h

b – za brzine preko 40 km/h

Vrsta K

Ostala vozila

K 1 Zapreţna vozila

K 2 Vozila sa pogonom na mišićnu snagu ljudi (bicikli, trotineti, tricikli sa pedalama,

tandem bicikli, invalidska kolica...)

K 3 Vozila sa pogonom na pedale sa dodatnim električnim motorom čija je najveća

snaga manja od 0,25 kW i najveća konstruktivna brzina manja od 25 km/h, a

koja nisu deklarisana kao vozila vrste L1

K 4 Vozila sa pogonom čija je najveća konstruktivna brzina manja od 25 km/h, a

koja nisu deklarisana kao vozila vrste L1, a koja se koriste kao zamena za

hodanje (motorizovana invalidska kolica, motorizovani trotineti, motorizovane

platforme sa ručkama, motorizovane igračke, motorizovana vozila za golf

terene...)

K 5 a Vučno vozilo turističkog voza

K 5 b Priključno vozilo turističkog voza

K 6 Platforme za prevoz vangabaritnih tereta moraju da ispunjavaju odredbe ovog

pravilnika koje se odnose na najveća dozvoljena osovinska opterećenja i

označavanje vozila

K 7 Motorne sanke

41

I.2.5. STANDARDI

U principu sve karakteristike i veličine vozila se deklarišu prema nacionalnim ili

meĎunarodnim standardima. Standardi meĎusobno nisu isti, niti su isti uslovi prema kojima se

obavlja ispitivanje odreĎenih karakteristika, tako da o ovome mora da se vodi računa kod

poreĎenja karakteristika proizvoĎača vozila u različitim drţavama. Tako na primer prema

SAE standardu (standard u SAD), snaga motora se odreĎuje kada se od motora odstrani sva

oprema, kao na primer: generator struje, sistem za hlaĎenje, prečistač vazduha, izduvni sistem

i ostali, usled čega je razlika deklarisane karakteristike snage i obrtnog momenta veća od 10%

u odnosu na naš ili nemački standard, koji propisuju da pri ispitivanju motor mora da bude

opremljen svim pripadajućim agregatima.

Uobičajeni standardi koji se koriste su:

- Srpski standard - SRPS (Srpski standard)

- Nemački - DIN (Deutsche Industrie Normen),

- Italijanski - CUNA (Comissione tehnica di unificazione

nell automobile),

- SAD - SAE (Societe of automotive engineers),

- Britanski - B.S (British standard)

- MeĎunarodna organizacija

za standardizaciju - ISO (International standardizing organization)

- Evropske zajednice* - ECE standardi (Economic Comision for

Europe)

- Evropske ekonomske

zajednice - EWG (Europäischen Wirtschaft Gemeinschaft)

- Evropske unije - EG (Europäischen Gemeinschaft)

Neki od vaţnijih meĎunarodnih pravilnika i standarda Evropske Unije, koje se odnose

na oblast aktivne i pasivne sigurnosti vozila, date su u tabeli I.8

Tabela I.2-8 Skraćeni pregled postojećih pravilnika (Evropske unije, meĎunarodni ) iz

oblasti aktivne i pasivne sigurnosti vozila* Red.

broj

OBLAST STANDARDA EU

direktiva

ECE

direktiva

prihvaćen u

R. Srbiji

Aktivna bezbednost putnika

1 Upravljački sistem 70/311 EWG R 79

2 Kočenje vozila 70/320 EWG R 13 prihvaćen

3 Izmenljive obloge kočnica 71/311 EWG R 90

4 Zvučni signalni ureĎaji 70/388 EWG R 28 prihvaćen

5 Vidno polje 77/649 EWG -

6 UreĎaji za odmrzavanje i sušenje zastakljenih

površina

78/317 EWG -

7 Brisači vetrobrana 78/318 EWG -

8 Retrovizor 71/127 EWG R 46

9 Grejanje kabina 78/548 EWG -

10 Ugradnja svetlosnih ureĎaja, sigurnosni

migavci

76/756 EWG R 48 prihvaćen

11 Refleksna signalizacija (katadiopteri) 76/757 EWG R 3 prihvaćen

12 Poziciona, stop i zadnja crvena svetla 76/758 EWG R 7 prihvaćen

13 Bočna i gabaritna svetla 76/758 EWG R 91

14 Pokazivači smera 76/759 EWG R 6 prihvaćen

15 Svetla za daljinu (farovi) i oborena svetla 76/761 EWG R 1; 8;

20;37 prihvaćen

16 Svetla za maglu 76/762 EWG R 19 prihvaćen

42

17 Zadnja svetla za maglu 77/538 EWG R 38 prihvaćen

18 Svetla za voţnju unazad 77/539 EWG R 23 prihvaćen

19 Parking svetla 77/540 EWG R 77

20 Svetla za registarske tablice 76/760 EWG R 4 prihvaćen

21 Ugradnja brzinomera 75/443 EWG R 39 prihvaćen

22 Unutrašnjost vozila simboli, kontrolna svetla 78/316 EWG -

23 Poklopci točkova (radkapne) 78/549 EWG -

24 Dubina profila pneumatika 89/459 EWG -

25 Pneumatici i njihova ugradnja 92/23 EWG R 30 prihvaćen

26 Opterećenje od prikolica 92/21 EWG -

27 UreĎaji za vuču prikolica 94/20 EWG R 55 prihvaćen

28 Raspored noţnih komandi - R 35 prihvaćen

29 Farovi sa sijalicama R112 prihvaćen

Pasivna bezbednost putnika

30 Unutrašnja opremljenost vozila 74/60 EWG R 21 prihvaćen

31 Upravljački sistem u slučaju sudara 74/297 EWG R 12

32 Frontalna zaštita 96/79 EG

33 Bočna zaštita 96/27 EG R 95

34 Pričvršćivanje pojaseva sigurnosti 76/115 EWG R 14 prihvaćen

35 Sigurnosni pojasevi i sistem za oslanjanje leĎa 77/541 EWG R 16 prihvaćen

36 Sedišta, njihovo učvršćivanje i nasloni za glavu 74/408 EWG R 17; 25 prihvaćen

37 Nasloni za glavu 78/932 EWG R 17; 25 prihvaćen

38 Isturenost spoljnih elemenata 74/483 EWG R 26 prihvaćen

39 Rezervoar goriva i zaštita od podletanja 70/221 EWG R 58 prihvaćen

40 UreĎaji za pogon automobila na gas - R 67 prihvaćen

41 Vozila i oprema na KPG (na prirodni gas) R110 prihvaćen

42 Vrata (brave i šarke) 70/387 EWG R 11 prihvaćen

43 Prednji i zadnji ureĎaji (odbojnici) - R 42

44 Ponašanje konstrukcije u pogledu udara sa

zadnje strane

R 32

45 UreĎaji za zaštitu dece- putnika - R 44

46 Svetlosni i svetlosno signalni ureĎaji 92/22 EWG R 53 prihvaćen

47 Sigurnost vozila na elektropogon - R 100

Emisija buke, gasova i smetnji

48 Nivo buke i izduvni sistemi 70/157 EWG R 51 prihvaćen

49 Prigušivači buke 70/221 EWG R 59 prihvaćen

50 Emisija štetnih izduvnih gasova 70/220 EWG R 83; 103 prihvaćen

51 Emisija gasova dizel motora 72/306 EWG R 24 prihvaćen

52 Potrošnja goriva i emisija CO2 80/1268 EWG R 84; 101 prihvaćen

53 Radio i elektromagnetske smetnje 72/245 EWG R 10 prihvaćen

54 Merenje CO2 i potrošnja goriva - R 101 prihvaćen

Ostalo

55 Dozvole za tip vozila i homologacije 70/156 EWG -

56 Oznaka vozila (nazad) 70/222 EWG -

57 Osiguranje od neovlašćene upotrebe 74/61 EWG R 18, R

116 prihvaćen

58 Alarmni sistemi i zaštita kraĎe 74/61 EWG R 97 prihvaćen

59 Identifikacioni broj vozila 76/114 EWG -

60 UreĎaji za vuču vozila 77/389 EWG -

61 Snaga motora, merenje 80/1269 EWG R 85 prihvaćen

62 Mere vozila i mase 92/21 EWG -

63 Merenje maksimalne brzine vozila - R 68 prihvaćen

64 Prevoz opasnih materija (ADR) R105 prihvaćen

Napomena: * Stanje prihvaćenih ECE pravilnika u Srbiji do jula 2008. godine. Republika

Srbija, kao potpisnica ECE standarda, prihvatila je ovaj standard, te je samim tim na snazi

i u našoj Drţavi. Do sada je u Republici Srbiji ratifikovano 58 standarda .

43

I. 2.6. POJMOVI I VELIĈINE KOD DRUMSKIH VOZILA

Osnovni tehnički podaci jednog vozila predstavljaju skup odabranih i odreĎenih

tehničkih karakteristika, koji omogućuju sagledavanje konstrukcionih i eksploataciono -

tehničkih karakteristika vozila. U tom smislu vaţne konstruktivne karakteristike jednog vozila

su sledeće:

I.2.6.1 Karakteristike motora

- Spoljna brzinska karakteristika motora

Predstavlja dijagram na kome su prikazani tok krive snage, krive obrtnog momenta i

specifične potrošnje goriva u funkciji broja obrtaja motora.

Slika I.2-21 Dijagram spoljne brzinske karakteristike motora

Korisna snaga: snaga koju motor moţe da odaje na spojnici pri normalnim radnim

uslovima, pri čemu je motor sastavljen samo od serijski proizvedenih delova i sklopova,

uključujući tu i usisni i izduvni sistem, sistem za hlaĎenje, generator struje, sistem za

napajanje gorivom i ureĎaj za nadpunjenje motora.

Pomoćni ureĎaji kao što su kompresor za klima ureĎaj, kompresor vazduha i slični

treba da budu uklonjeni sa motora.

Merenje neto snage se vrši prema strogo propisanim uslovima, koji su

definisani pravilnikom ECE R 85 i srpskim standardom SRPS M.F2.025.

S obzirom da nije uvek moguće vršiti ispitivanja motora pri standardnim

uslovima (t = 20 0C; p = 1013 mbar) potrebno je izvršiti korekciju snage motora prema

formuli

' 02731013

273 20

e e

tP P

b

kW

pri čemu su: b mbar - izmereni barometarski pritisak

t0 0C - izmerena temperatura vazduha

Trajna snaga: Najveća korisna snaga koju motor moţe trajno da odaje pri toplotnoj

ravnoteţi a da pri tome ne doĎe do preopterećenja.

Maksimalna snaga: Najveća snaga koju motor moţe da odaje u trajanju od 15

minuta a da potom moţe da nastavi rad sa trajnom snagom.

44

Obrtni moment motora: Obrtni moment koga motor odaje preko zamajca odnosno

izlazne spojnice.

Ĉasovna potrošnja goriva: predstavlja potrošnju goriva pri radu motora na punoj

snazi u funkciji broja obrtaja. Za merenje ove karakteristike propisani su standardi SRPS M.

N0.301 i meĎunarodni pravilnici ECE R 84 i R 101.

Ova karakteristika moţe da se nalazi na dijagramu spoljnih brzinskih karakteristika.

Specifiĉna potrošnja goriva: pod specifičnom potrošnjom goriva podrazumeva se

količnik časovne potrošnje goriva i trajne snage motora.

U prospektima proizvoĎača sve gore navedene karakteristike se uobičajeno odnose na

vrednosti koje se imaju pri punom otvoru leptira kod oto motora, odnosno najvećem otklonu

poluge pumpe za ubrizgavanje kod dizel motora.

I..2.6.2 Gabaritne mere vozila i zakonska ograniĉenja

Gabaritne dimenzije vozila propisuje administrativni upravni organ drţave i izmeĎu

drţava mogu da se razlikuju. U Republici Srbiji, Zakon kojim se definišu propisi o

karakteristikama vozila je: "Zakon o bezbednosti u saobraćaju (ZOBS) - "Pravilnik o

dimenzijama, ukupnim masama i osovinskom opterećenju vozila i o osnovnim uslovima koje

moraju da ispunjavaju ureĎaji i oprema na vozilima u saobraćaju na putevima" i standardi

SRPS M.N0.012 (dimenzije motornih i priključnih vozila), SRPS ISO 4131 (Drumska vozila,

kodovi mera putničkih vozila) i SRPS ISO 7656 (Komercijalna drumska vozila, kodovi

mera).

Prema navedenom pravilniku gabaritne mere su strogo definisane i obuhvataju:

- Gabarit vozila (duţina - l, širina - b i visina vozila- h), kojim se predstavlja

rastojanje izmeĎu najisturenijih tačaka vozila mereno po duţini, širini i visini. Pravilnik o

podeli motornih i priključnih vozila i tehničkim uslovima za vozila u saobraćaju na putevima,

članovima 16 do 18 predviĎa najveće dozvoljene dimenzije vozila zavisno od vrste.

- Osovinski razmak - lo, predstavlja rastojanje izmeĎu prednje i zadnje osovine.

Kod vozila sa više osovina kao razmak osovina uzima se rastojanje izmeĎu pojedinih

osovina i uobičajeno se obeleţava kao zbir tih razmaka (l1 + l2)

- Prednji - lp i zadnji prepust - lz, Ovim rastojanjem se predstavlja odstojanje izmeĎu

vertikalne ravni koja prolazi kroz prednju osovinu do najisturenije prednje tačke vozila,

odnosno odstojanje zadnje najisturenije tačke vozila do vertikalne ravni koja prolazi kroz

centar zadnje osovine.

45

Slika I.2-22. Gabaritne mere vozila

Kod višeosovinskih vozila zadnji prepust se računa kao odstojanje najisturenije zadnje

tačke vozila do vertikalne ravni koja prolazi kroz sredinu izmeĎu krajnjih zadnjih osovina.

Najveći zadnji prepust vozila je zakonom definisana veličina i zavisi od vrste vozila i

meĎuosovinskog odstojanja.

- Širina traga (tp, tz) Predstavlja odstojanje izmeĎu točkova jedne osovine, mereno od

sredina točkova. Za udvojene točkove (npr. na zadnjim točkovima teretnih automobila) kao

trag točkova uzima se sredina izmeĎu udvojenih točkova.

Slika I.2-23 Širina traga točkova

46

- Prilazni (napadni) i izlazni ugao vozila

Uglovi koje zaklapa tangenta na točkove i najisturenije prednje ili zadnje tačke vozila.

Ova karakteristika je posebno vaţna za terenske uslove kretanja.

Slika I.2-24 Prilazni, izlazni i ugao prepreke

- Ugao prepreke, predstavlja ugao koga čine kraci ugla povučeni iz najniţe tačke

vozila, koja se nalazi izmeĎu točkova, tako da isti tangiraju točkove.

- Bočni ugao nagiba, predstavlja bočni nagib puta na kome vozilo moţe da se kreće

bez klizanja ili prevrtanja niz nagib. Ovaj ugao zavisi od visine teţišta vozila, traga točkova i

koeficijenta trenja točkovi – kolovoz (vidi tačku XII.2.1). Iz navedenih razloga maksimalni

ugao bočnog nagiba moţe da bude odreĎen samo za konkretne uslove.

Slika I.2-25 Bočni ugao nagiba Slika I.2-26 Ugao uspona

- Ugao uspona je ugao poduţnog nagiba puta koga vozilo moţe da savlada u prvom

stepenu prenosa bez klizanja ili prevrtanja oko zadnje osovine. Ova veličina zavisi od

poloţaja teţišta vozila, koeficijenta trenja točkovi – kolovoz, broja i mesta pogonskih osovina

(prednji/zadnji ili pogon svim osovinama) (vidi tačku XI.2.1). Kod vozila sa visokom

prohodnošću, maksimalno savladiv ugao uspona je skoro uobičajeno 100% (450).

47

- Najmanja visina iznad stajne površine

Prema standardu SRPS M.N0.012 pod najmanjom visinom iznad stajne površine

podrazumeva se rastojanje izmeĎu najniţe nepokretne tačke vozila i horizontalne podloge.

Ova karakteristika se češće naziva klirens vozila. U tom smislu razlikuje se klirens izmeĎu

točkova jedne osovine, meĎuosovinski klirens i klirens ispred, izmeĎu i iza osovina.

Klirens vozila, prilazni uglovi i ugao prepreke vozila, imaju veoma značajnu funkciju

kod odreĎivanja prohodnosti terenskih vozila.

Slika I.2-27. Klirens izmeĎu točkova jedne osovine

Slika I.2-28. MeĎuosovinski klirens i klirens ispred, izmeĎu i iza osovina

Krug zaokretanja vozila

Predstavlja prečnik kruga koga opisuje spoljašnji upravljački točak, koji je na

horizontalnoj površini pri najvećem zakretanju upravljačkih točkova.

Za praksu, pored ove veličine, isto tako su značajni najmanji i najveći krug

zaokretanja vozila. Pod najmanjim/najvećim krugom zaokreta podrazumeva se prečnik

najmanjeg/najvećeg kruga zaokreta koga opisuje projekcija one tačke vozila koji je

najbliţe/najdalje centru okretanja pri najvećem zakretanju upravljačkih točkova.

Mase vozila i opterećenje

Mase vozila (rečnik i kodovi) bliţe objašnjava standard SRPS ISO 1176 koji je

ekvivalentan sa meĎunarodnim standardom ISO 1176 iz 1990. godine.

48

- Masa praznog vozila, predstavlja masu vozila sa karoserijom, ugraĎenom

elektroopremom i dopunskom opremom neophodnom za normalan rad vozila, uvećana za

masu elemenata koje proizvoĎač vozila obezbeĎuje kao standardnu ili fakultativnu opremu,

koja je data u spisku opreme.

Prema SRPS ISO 1176, masa praznog vozila je osnovna veličina koja predstavlja

silu i inerciju vozila, odnosno veličina izraţena u vidu otpora ubrzavanju.

- Masa praznog vozila spremnog za voţnju (sopstvena masa), definiše masu

kompletnog vozila spremnog za isporuku (termin iz prethodne tačke), uvećana za masu

maziva (ulja i masti), rashladne tečnosti, tečnosti za pranje vetrobranskih stakala, rezervoara

goriva napunjenog sa 90% kapaciteta, rezervni točak, aparat za gašenje poţara, standardni

rezervni delovi, klinasti podmetač za točkove i standardni komplet alata sa dizalicom, masa

vozača od 75 kg, a za autobuse i masa člana posade (takoĎe od 75 kg) ukoliko za njega postoji

posebno sedište.

- Najveća konstrukcijska ukupna masa, predstavlja najveću, od strane proizvoĎača

deklarisanu masu, koju vozilo moţe da ima a da ne doĎe do preopterećenja bilo kog dela ili

sklopa na vozilu u normalnim uslovima eksploatacije.

Ova masa ustvari predstavlja zbir sopstvene mase i korisne nosivosti.

- Korisna nosivost (vrlo često se navodi samo kao nosivost) Ovu nosivost treba

tretirati kao teret ravnomerno rasporeĎen prema obliku karoserije, koji vozilo moţe da nosi ne

prekoračujući dozvoljena opterećenja po pojedinim osovinama i dozvoljenu ukupnu masu.

- Najveća dozvoljena ukupna masa (Ukupno dozvoljeno opterećenje)

Najveća dozvoljena masa vozila koju odreĎuje administrativni organ drţave, za uslove

rada koje propisuju ovi organi. Dakle, ova masa u principu moţe da bude manja od najveće

konstrukcijske ukupne mase. U Republici Srbiji najveća dozvoljena ukupna masa motornog

vozila i skupa vozila iznosi 40 t. Ukupna masa motornih vozila, zavisno od vrste, definisana

je članom 20 već navedenog pravilnika o podeli vozila.

Kod vozila koja vuku prikolice ili poluprikolice nastaje znatno vertikalno opterećenje

na vučni ureĎaj ili sedlo za oslanjanje i ovo opterećenje, podeljeno standardnom vrednošću

ubrzanja usled gravitacije (9,81 m/s2), uračunato je u najveću konstrukcijsku masu ili najveću

dozvoljenu ukupnu masu.

Kod poluprikolica, najveća dozvoljena ukupna masa uključujući vertikalno

opterećenje na sedlo za oslanjanje odreĎuje se od strane administrativnog organa uzimajući u

obzir karakteristike vučnog vozila. Dakle, prema ovoj klauzuli standarda, za tegljač se moţe

priključiti poluprikolica ukupne mase koju je deklarisao proizvoĎač tegljača, tako da ne

prelazi dozvoljeno osovinsko opterećenje, propisano od strane administrativnog organa

drţave.

I. 2.6.3. Opterećenje

U opštem slučaju "opterećenje" predstavlja silu kojom vozilo dejstvuje na

horizontalnu ravan kontakta, u statičkim uslovima. S tim u vezi, u slučaju kada se radi o

dinamičkom opterećenju, to treba posebno naglasiti.

Masa i opterećenje se mere kod vozila u stanju mirovanja, na horizontalnoj podlozi,

pri čemu se upravljački točkovi nalaze u poloţaju za kretanje u pravcu.

49

- Najveće konstrukcijsko osovinsko opterećenje, predstavlja najveće dozvoljeno

opterećenje osovine koje neće da izazove preopterećenje iste u normalnim uslovima

eksploatacije. Osovinsko opterećenje deklariše proizvoĎač vozila.

Za razliku od najvećeg konstrukcijskog opterećenje osovine, treba razlikovati izraz

dozvoljeno opterećenje osovine, koje ustvari predstavlja opterećenje osovine koju propisuje

administrativni organ drţave.

Prema već navedenom „Pravilniku o podeli vozila....“, članovima 21 i 22

definisano je dozvoljeno osovinsko opterećenje, koje na primer u Srbiji iznosi:

o 10 t za gonjenu osovinu

o 11,5 za jednu pogonsku osovinu

o Za udvojene osovine, koje su meĎusobno na rastojanju:

manjem od 1 m, opterećenje iznosi 11 t,

od 1 m do 1,3 m - 16 t

od 1,3 m do 1,8 m - 18 t

pri čemu opterećenje ni jedne osovine ne sme da preĎe 10 t.

o Ukupno opterećenje tri osovine priključnih vozila, koje su meĎusobno na

rastojanju:

manjem od 1 m, opterećenje iznosi 11 t,

do 1,3 m - 21 t

od 1,3 m do 1,4 m - 24 t

od 1,4 m do 1,8 m – 27 t

pri čemu opterećenje ni jedne osovine ne sme da preĎe 10 t.

- Najmanje osovinsko opterećenje Za razliku od najvećeg konstrukcijskog

osovinskog opterećenja, proizvoĎač vozila moţe da propiše i najmanje opterećenje osovine,

kojom bi se ustvari obezbeĎivalo sigurno i stabilno funkcionisanje vozila sa aspekta

upravljivosti vozila i obezbeĎenja dovoljne vučne sile na pogonskoj osovini.

I.2.6.4 Ostale konstrukcijske veliĉine vozila

- Brzina vozila

- Trajna brzina: maksimalna brzina koju vozilo moţe trajno da odrţi bez

pojave preopterećenja i nenormalnih habanja mehanizma vozila.

- Maksimalna brzina: najveća brzina koju vozilo moţe da postigne i odrţi na

najmanje 1 km ravnog i pravog puta bez nagiba, posle čega je sposobno da nastavi kretanje

trajnom brzinom.

- Sposobnost savlaĊivanja uspona

Definiše se kao maksimalni uspon, izraţen u %, koje vozilo moţe da savlada u

pojedinim stepenima prenosa menjača.

- Intenzitet ubrzanja

Predstavlja izmereno vreme u sekundama za koje vozilo poveća brzinu u odreĎenom

brzinskom intervalu (od v1 do v2) na horizontalnom putu.

50

I. 2.7. MERENJE STANDARDNE POTROŠNJE GORIVA VOZILA

Merenje potrošnje goriva definisano je standardom SRPS M.N0.301 (naziv

standarda: „Određivanje standardne potrošnje goriva motornih vozila (izuzev traktora)“.

MeĎutim, treba istaći, da ova potrošnja nije jednaka eksploatacionoj potrošnji, s obzirom da je

propisana za idealizirane uslove, koji se znatno razlikuju od stvarnih.

Uslovi:

Za motor i transmisiju

- Karburator odnosno pumpa za ubrizgavanje moraju da budu podešeni kao na vozilu

serijske proizvodnje

- Pritisak u pneumaticima po propisu proizvoĎača

- Viskozitet ulja u motoru i elementima transmisije (menjač, pogonski most, reduktor i

sličnih) po propisu proizvoĎača

- Vozilo mora da je do trenutka merenja prešlo najmanje 3000 km odnosno da je

motor razraĎen

- Pre merenja motor mora da bude zagrejan na radnu temperaturu

Opterećenje Vozilo mora da bude opterećeno teretom koji odgovara maksimalnoj nosivosti vozila

Vremenske prilike

Temperatura vazduha 10 – 20 0C,

Vlaţnost 50 do 80%

Bez vetra (dozvoljena brzina vetra do 12 km/h)

Kolovoz

Prav, suv, betonski ili asfaltni duţine oko 10 km. Staza se prelazi u oba smera.

Brzina kretanja

Ustaljena na 2/3 od maksimalne brzine i ni u kom slučaju viša od 100 km/h

Gorivo: Trgovačkog kvaliteta

Merenje potrošnje goriva

Merenje se vrši protokomerom

Potrošena količina goriva Q u litrima

Duţina preĎenog puta S u km

q = 1,1 Q/S x 100 l/100 km

Kako se iz gornje formule vidi, izmerena količina se povećava za 10% s obzirom na

eventualne nepovoljne okolnosti.

Osim standardne potrošnje goriva moţe se utvrĎivati i eksploataciona potrošnja

goriva, koja odgovara realnim eksploatacionim uslovima.

51

I. 2.8. IDENTIFIKACIJA VOZILA

Identifikacioni broj vozila (VIN i WMI oznaka )

Prema srpskom standardu SRPS M.N2.211 (identifikacioni broj vozila - mesto i način

postavljanja) i SRPS M.N2.212 (meĎunarodna identifikaciona šifra - sadrţina i struktura),

koji su identični sa meĎunarodnim standardima ISO 4030 i 3780 iz 1983. godine, svako

vozilo mora da ima svoju identifikacionu oznaku, uobičajeno nazvan "broj šasije". Ova

oznaka mora da bude postavljena na jasno vidljivom i pristupačnom mestu, ugraĎena tako da

ne moţe da se ošteti niti izbriše. Identifikacioni broj ustvari predstavlja kombinaciju (šifru) od

obaveznih 17 znakova - slovnih i brojnih oznaka, na osnovu koje moţe da se odredi

proizvoĎač, drţava proizvoĎača, tip i model vozila, godina proizvodnje kao i serijski broj

vozila.

Ostale identifikacione oznake

- Registracioni broj predstavlja broj kojim se označava vozilo u jednoj drţavi.

Sadrţina i struktura ovoga broja nije definisana meĎunarodnim standardom, te se razlikuje od

drţave do drţave, ali uobičajeno sadrţi oznaku grada u kome je vozilo registrovano i svoj

jedinstveni broj.

- Tip i broj motora, predstavlja broj kojim se označava motor jednog vozila koji

deklariše proizvoĎač. Sadrţina i struktura ovoga broja nije definisana meĎunarodnim

standardom, te se razlikuje izmeĎu proizvoĎača, ali uobičajeno sadrţi oznaku tipa motora i

svoj serijski broj.

Pojedine drţave ne propisuju obaveznu primenu ovog broja u saobraćajnim

dozvolama, s obzirom da se motor smatra izmenljivim delom vozila.

Pravilnicima Evropske Unije (EWG) i meĎunarodnim pravilnicima (ECE) propisuje se

i dalja identifikacija vozila, na primer prema neto i bruto masi vozila i dozvoljenom

opterećenju osovina.

Primer:

- Pravilnik EWG 92/21 propisuje postojanje identifikacione tablice koja definiše

deklarisanu bruto masu vozila i dozvoljeno opterećenje svake osovine pojedinačno.

- MeĎunarodnim pravilnikom ECE 83, propisuje se da pored identifikacione pločice

vozila, koja treba da bude čitka i neizbrisiva, postoji i pločica identifikacije vozila o

deklarisanoj emisiji štetnih izduvnih gasova, odnosno, kojom se opisuje koju Euro normu o

emisiji izduvnih gasova to vozilo zadovoljava, na primer E 83 R .... (dalje, struktura

homologacione oznake koja se odnosi na deklarisanu štetnu emisiju vozila).

52

II.1. MEHANIĈKE GRUPE MOTORNIH VOZILA

Svako vozilo predstavlja skup agregata i delova postavljenih sa ciljem da se

omogući svrsishodnost vozila - samohodnost i siguran prevoz lica i/ili tereta.

U tom smislu, mehaničke grupe, koje sačinjavaju jedno vozilo su:

1. Šasija, pod kojim se podrazumeva skup agregata i sklopova, spojenih u sistem sa

funkcijom omogućavanja kretanje kompletne šasije. Na šasiju se dalje nadgraĎuje karoserija.

Stoga šasiju sačinjavaju:

1.1 - Sistem nosećih elemenata, u koje se ubraja okvir (ram vozila - ukoliko

postoji), osovine sa točkovima i sistem ogibljenja vozila.

1.2 - Pogonski agregat, uobičajeno nazvan motor, koji daje pogonsku snagu

vozilu.

1.3 - Transmisija, grupa sklopova i delova, kojom se snaga prenosi do

pogonskih točkova. Ovu grupu sklopova sačinjavaju: spojnica, menjač, prenosna vratila i

pogonski most (glavni prenosnik sa diferencijalom i poluosovinama).

1.4 - Sistem za upravljanje, kojim se omogućava odrţavanje ţeljenog pravca

kretanja vozila.

1.5 - Sistem za koĉenje, grupa ureĎaja kojima se omogućava sigurno i

bezbedno usporavanje i/ili zaustavljanje vozila i zadrţavanje vozila u zakočenom stanju.

1.6 - Elektrooprema vozila, sistem kojim se omogućava napajanje motora,

signalnih ureĎaja i ostalih delova koji se pogone električnom strujom. U ovu grupu se

ubrajaju: akumulator, elektropokretač ili sistem za startovanje motora, generator struje, sistem

za paljenje gorive smeše (kod motora sa varničnim paljenjem).

Slika II.1-1. Šasija jednog teretnog vozila spremana za nadgradnju

2. Karoserija

Karoserija vozila u principu definiše namenu vozila - prevoz putnika ili tereta.

Kod teretnih i terenskih putničkih vozila karoserija je nadgradnja na šasiju vozila, za

koju se pričvršćuje, a namenjena je za prevoz tereta ili putnika. Za razliku od teretnih vozila,

savremena putnička vozila nemaju šasiju u pravom smislu reči već takozvanu samonosivu

karoseriju.

3. Oprema vozila Opremom vozila naziva se skup ureĎaja koji direktno ne utiču na spremnost vozila za

voţnju, ali istom omogućavaju bezbedno učestvovanje u saobraćaju. U navedene sisteme

spadaju: branici, svetlosna i zvučna signalizacija, brisači i ureĎaj za pranje vetrobrana,

retrovizori, merni i signalni instrumenti, rezervni točak i komplet alata.

53

II.2. OSNOVNA KONCEPCIJA POLOŢAJA MOTORA I RASPOREDA

POGONA

Svako vozilo, da bi se samostalno kretalo mora da sadrţi motor i transmisiju preko

koje se snaga prenosi do pogonskih točkova. Naravno, da bi transmisija mogla da odgovori

svojoj svrsi, kod vozila kod koga upravljački točkovi nisu i pogonski, mora u svom sastavu da

ima sledeće elemente: spojnicu (kvačilo), menjač stepena prenosa uz koga mogu da budu

pridodati reduktor i razdelnik snage (ukoliko je reč o pogonu na više osovina), kardansko

vratilo i pogonski most, koji u svom sklopu sadrţi diferencijal, poluvratila i točkove.

Svi ovi elementi mogu da budu različito razmešteni na vozilu, već prema svrsi i

nameni vozila.

MeĎutim, kada su upravljački točkovi ujedno i pogonski (najčešće kod putničkih i

lakih teretnih - dostavnih vozila), funkciju prenosa snage od diferencijala do točkova vrše

specijalna torziona vratila sa homokinetičkim zglobovima.

Kod teretnih vozila u principu motor se postavlja isključivo ispred ili iznad prednje

osovine, sa pogonom najčešće na zadnju osovinu ili i na druge pogonske osovine ukoliko se

radi o vozilu sa pogonom na svim točkovima. Ovakav raspored odgovara pre svega svrsi

vozila ali i boljoj pristupačnosti motora u slučajevima opravke ili odrţavanja. Kod lakih

teretnih i dostavnih vozila moguće je da se zadrţi navedeni raspored, mada se češće

primenjuje pogon na prednjoj osovini, čime se u principu dobija na tovarnom prostoru uz

zadovoljavajući uslov prianjanja pogonskih točkova na kolovoz.

Kod putničkih vozila primenjuju se sve koncepcije rasporeda, zavisno od namene

vozila i njegove veličine. Klasična koncepcija, motor napred sa pogonom na zadnjoj osovini

primenjena je kod većih putničkih vozila, kod kojih ne postoji ograničenje u gabaritu vozila i

prostornom smeštaju putnika i prtljaga.

Pogon na prednjoj osovini i motorom koji je smešten napred, u principu predstavlja

uobičajeno, čak klasično rešenje, kod malih i srednjelitraţnih vozila, čime se dobija dobar

prostorni smeštaj putnika i dovoljan prtljaţni prostor. Ovoj koncepciji pribegavaju i

proizvoĎači svih kategorija putničkih vozila, čime se dobija konstruktivno tehnološka

unifikacija više modela vozila.

Koncepcija motor nazad sa pogonom na zadnjoj osovini, takoĎe je zastupljena kod

malih vozila sa motorom do 1000 cm3, ali i za sportska vozila, kod kojih se zahteva veća sila

naleganja na pogonske točkove.

U suštini, koncepcija pogona one osovine na kojoj je i motor doprinosi kompaktnosti

konstrukcije vozila, cela transmisija se smešta neposredno pored pogonske osovine, čime je

kardansko vratilo nepotrebno. U takvim verzijama putničkih vozila obično su tada menjač i

diferencijal smešteni u jedno kućište.

Na skicama br.II.2-1 do II.2-5. prikazana je principijelna šema mehaničke transmisije

sa razmeštajem agregata.

54

Putničko vozilo

Teretno višenamensko

vozilo (Univerzalne

mogućnosti -UNIMOG)

Teretno troosovinsko

vozilo

Slika II.2-1 Pogon vozila na svim osovinama

Motor ispred prednje

osovine

Podpodni motor na

sredini autobusa

Motor iza zadnje osovine

Slika II.2-2 Mogući poloţaj motora kod autobusa

Motor iznad osovine

poduţno postavljen

Motor iznad osovine

poprečno postavljen

Motor ispred osovine

poduţno postavljen

Slika II.2-3 Putničko vozilo sa pogonom na prednjoj osovini

Slika II.2-4 Putničko vozilo sa motorom napred i pogonom na zadnjoj osovini

Motor ispred osovine

Motor iza osovine

Slika II.2-5 Putničko vozilo sa motorom i pogonom na zadnjoj osovini

55

II.3 RAM (OKVIR) VOZILA

Pod ramom vozila podrazumeva se sistem elemenata koji ima osnovni zadatak da

vozilu obezbedi krutost i omogući pričvršćivanje ostalih sklopova šasije vozila (pogonski

agregat, transmisiju, ogibljenje, kočioni i upravljački sistem i karoseriju).

Pred ram se takoĎe postavlja kao zadatak da isti bude lak, omogući zadrţavanje oblika

pri dejstvu sila nastalih voţnjom u ekstremno teškim ali unapred predviĎenim uslovima,

shodno svrsi vozila. Iz tih razloga ram se izraĎuje po principima lake čelične konstrukcije.

Stoga su to u principu čelici za poboljšanje, lako zavarljivi, uključujući i tačkasto zavarivanje

i sposobni da se oblikuju deformacijom, najčešće presovanjem.

Slika II.3-1 Ram terenskog vozila „Land Rover“, izraĎen od

zavarenih čeličnih profila sa nosećim elementima

II.3. 1.Oblici ramova (okvira)

Oblik rama vozila zavisi pre svega od namene istog, tako da se u praksi sreću veoma

različiti oblici. Najzastupljeniji, ili bolje rečeno okviri koji bi se mogli smatrati osnovnim

varijantama su:

II.3.1.1 Poduţni profilisani ramovi

IzraĎeni su od presovanih otvorenih ili zatvorenih profila tipa U, L, ∟, , [ ].

Najčešće se izvode kao dva osnovna poduţna nosača za koje su zakovicama, zavrtnjevima ili

zavarivanjem spojeni poprečni nosači (slika II.3-2).

Slika II.3-2 Poduţni profilisani ram

56

U takvoj konstrukciji poduţni nosači daju čvrstoću na savijanje ramu i uopšte

vozilu, a poprečni nosači dodatnu čvrstoću na uvijanje. Ovakva konstrukcija ramova, različito

oblikovanih, ali na istom prikazanom principu, primenjuje se skoro uvek kod teretnih vozila

svih kategorija i putničkih vozila namenjenih terenskoj voţnji.

Na osnovni ram se vrši dogradnja ostalih sklopova šasije vozila (pogonski agregat,

transmisiju sa točkovima, ogibljenje, kočioni i upravljački sistem), čime takav sklop postaje

samohodna šasija, spremna za nadgradnju karoserije, već prema nameni vozila.

Slika II.3-3 Osnovni ram sa pomoćnim ramom samoistovarne karoserije

1. Pomoćni ram nadgradnje 2. Osnovni ram vozila

3. Teleskopska konstrukcija za samoistovarni tovarni sanduk

Kod pojedinih vrsta vozila, uglavnom teretnih, na osnovni ram se dograĎuje i pomoćni

ram (slika II.3-3) kao bazna konstrukcija tovarnog sanduka odnosno nadgradnje (vidi

poglavlje karoserija).

II.3.1.2 Kombinovani ram

Sastoji se najčešće iz dva odeljena rama (prednji i zadnji ram - slika II.3-4), koje u

jednu celinu (najčešće po sredini), spaja samonosiva karoserija. Povezivanje karoserije sa

ramovima vrši se u principu zavrtnjevima, tako da je veza razdvojiva.

Slika II.3-4 Primer kombinovanog rama

57

Za ramove se vezuje sistem oslanjanja vozila, ogibljenje kao i motor, drugim rečima

svi elementi povećanog dinamičkog opterećenja ili mase. Ovakav tip okvira se primenjuje kod

vozila novije generacije, koja su namenjena korišćenju u urbanim uslovima i lakšim terenima.

Osnovi smisao ovakvih ramova je da se smanji ukupna masa vozila, ali tako da ipak mogu da

podnesu veća opterećenja preko sistema oslanjanja nego uobičajena putnička vozila,

namenjena isključivo saobraćaju u urbanim sredinama. Čak i pojedini proizvoĎači autobusa

koriste ovakvu vrsta šasija kada se upravljački mehanizam (postavljen na prednjem delu

rama) i motor sa pogonskom osovinom (postavljen na zadnjem delu rama) nabavljaju od

drugih proizvoĎača, a samonosivu karoseriju proizvodi nosilac marke autobusa (na primer

autobusi „Neobus“, koji imaju prednji i zadnji deo rama od firme „Volvo“).

II.3.1.3 Cevasti ram

Poseban oblik ramova predstavlja cevasti ram, sačinjen u principu od jednog

poduţnog nosača, u obliku cevi, koja najčešće nije jednodelna, već sastavljena iz više delova,

unutar kojih mogu da budu inkorporirani neki elementi transmisije (menjač, diferencijal),

tako da kućišta tih sklopova istovremeno postaju i noseći elementi (slika II.3-5). Za ovakav

„ram“ se potom vezuju sistem svi ostali sklopovi šasije (elementi transmisije, sistem

oslanjanja i ogibljenja) i uopšte svi ostali delovi koji se oslanjaju na ram, tako da u suštini ova

vrsta ramova čini ceo sistem nosećih elemenata, te se uobičajeno zove cevasta šasija.

Svi elementi ovakve „noseće cevi“ meĎusobno se spajaju zavrtnjevima tako da čine

razdvojivu vezu, jednostavnu za servisiranje ili zamene.

Slika II.3-5 Ram (okvir) u obliku cevi terenskog vozila

„Pinzgauer“ sa nezavisnim ogibljenjem

Konstrukciju rama u obliku centralne cevi u praksu je uveo prvi put profesor Ledvinka

(Hans Ledwinka), još 1923. godine u fabrici „Tatra“ (Čehoslovačka), konstruišući kamion sa

nezavisno ogibljenim točkovima.

Ovaj tip „ramova“ se i danas koristi, kako za terenska putnička (Pinzgauer) tako i

teretna vozila (Tatra). U principu ovakav tip okvira omogućuje konstruisanje i primenu

konstrukcije nezavisnog ogibljenja.

II.3.1.4 Okvir u obliku platforme

Kod putničkih vozila starije generacije, kod kojih je predviĎana ugradnja različitih

oblika i namena karoserije, veoma često je bio slučaj gradnje rama u obliku platforme (slika

58

II.3-6). Ovakav ram je objedinjavao poduţne i poprečne nosače kao i tunel kardanskog

vratila, što je davalo stabilnost i krutost konstrukciji. Na ovaj ram su se nadgraĎivali poprečni

nosači od profilisanog lima, tako da su gradili jednu čvrstu platformu.

Osnovna odlika ovakve platforme je relativno velika krutost, mala sopstvena masa i

relativno niski poloţaj teţišta, mada na isto utiču i drugi bitni elementi vozila.

Slika II.3-6 Okvir putničkog ili dostavnog vozila u obliku platforme

Samim tim što osnovna platforma daje krutost konstrukciji, ovakva vrsta ramova se i

danas koristi u proizvodnji vozila tipa „samogradnje“ ili tamo gde postoje različiti

maloserijski oblici karoserija.

Slika II.3-7 Okvir putničkog vozila u obliku platforme namenjen

dogradnji različitih oblika karoserija

Slika II.3-8 Podna grupa sa voznim postrojem

59

Dalji razvoj oblika doveo je do konstrukcije platforme izuzetne krutosti a uz to veoma

lake, za koju su vezivani direktno elementi sistema oslanjanja i vozni postroj vozila. Kod

ovakvih ramova mesta pričvršćivanja se uobičajeno ojačavaju duplim profilisanim ili debljim

limovima. Ovakav tip rama češće se naziva podna grupa. Na ovakvu platformu se dalje

nadgraĎivala karoserija različitih oblika i namena.

II.3.1.5 Samonosiva karoserija

Prednosti podne grupe logično su uticale na nastavak usavršavanja ove vrste ramova

vozila, tako da se dodavanjem nosećih delova kao nosač motora, ojačavanjem mesta za

pričvršćivanje sistema oslanjanja vozila, zavarivanjem bočnih i plafonskih stubova i okvira,

uz meĎusobno povezivanje profilisanim bočnim i plafonskim limovima, dobijena je potpuno

nova vrsta ramova – karoserije, takozvane samonosive konstrukcije karoserija (slike II.3-9;

II.3-10; II.3-11).

Slika II.3-9 Skica samonosive karoserije putničkog vozila

Zavarivanje profilisanih limova – elemenata karoserije uobičajeno se izvodi tačkastim

zavarivanjem, u automatima. Zbog značajne krutosti ovakve vrste karoserije, a da je pri tom i

relativno laka, dovelo je da je ovakva konstrukcija skoro potpuno zamenila ostale vrste

ramova u konstrukciji putničkih vozila. Osnovni materijal konstrukcije je još uvek čelik,

odnosno čelični limovi različitih debljina, mada ima pokušaja da se samonosive karoserije

izraĎuju od aluminijumskih i drugih lakih legura i kompozitnih materijala. Ono što je činilo

veliki nedostatak ovakvih karoserija načinjenih od čeličnih limova je bila relativno slaba

antikorozivna zaštita zbog velikog broja „skrivenih“ mesta, duplih limova i uglova.

MeĎutim, savremena tehnologija je učinila, da se sada po konkurentnoj ceni, moţe da

izvrši potpuno cinkovanje karoserije, tako da pocinkovane čelične konstrukcije, pre svega

putničkih vozila, imaju primat, a garancija na karoserija, sa aspekta pojave korozije je skoro

kod većine proizvoĎača povećana čak i na više od 10 godina.

60

Slika II.3-10 Noseća struktura samonosive karoserije putničkog vozila Ford Fiesta

2008, sa predviĎenim vazdušnim jastucima za vozača i putnike

Prednost samonosivih konstrukcija se ogleda i u veoma dobroj zaštiti putnika u slučaju

udesa. Naime, samonosiva karoserija ima veoma dobru moć apsorpcije deformacionog rada

usled sudara, na sopstveno deformisanje, tako da je predviĎanjem deformacionih zona u

motorskom prostoru, još u fazi konstruisanja, kabina putnika dobro zaštićena (slike II.3-12 i

II.3-13). Ovakav koncept je poznat u literaturi kao Knautsch-ov (Knaučov) koncept

bezbednog vozila.

Slika II.3-11 Noseća struktura samonosive karoserije putničkog vozila Mazda 3

61

Slika II.3-12 Izgled predviĎenih deformacionih zona na poduţnim nosačima

S obzirom da su kod samonosivih konstrukcija gotovo svi elementi karoserije noseći

ili imaju uticaja na čvrstinu iste, zahteva se da i kasnije, tokom eksploatacije i eventualnih

prerada vozila samonosiva konstrukcija bude uvek kompletna, bez bitnih slabljenja

konstrukcije usled prerade vozila ili pojave korozije.

Slika II.3-13 Konstrukcijom predviĎene deformacione zona vozila,

tako da je kabina nedeformabilana

Slika II.3-14 Konstruktivne mere sigurnosti kabine putnika

62

II.3.1.6 Rešetkasti ramovi

Poseban slučaj samonosivih konstrukcija su ramovi u obliku rešetke, sastavljeni od

velikog broja pojedinačnih cevi, sastavljenih u oblike raznokrakih trouglova, čiji se vrhovi

spajaju u čvorove (slike II.3-15 i II.3-16). Pojedine cevi ovakvog rama odlikuju se time da su

iste opterećene samo na pritisak i istezanje ali ne i na savijanje.

Cevasti okviri se u principu primenjuju kod sportskih vozila, stoga što imaju veliku

čvrstinu a male su teţine.

Jedan od bitnih nedostataka ovakve konstrukcije je relativno skuplja izrada,

uključujući profilisanje cevi, veliki broj mesta za zavarivanje, alate za pozicioniranje cevi i

slično, što sve značajno poskupljuje proizvodnju.

Slika II.3-15 Cevasti okvir u obliku rešetke vozila

Uslovi sličnosti primene i namene putničkih vozila i autobusa – pre svega kretanje

ureĎenim drumovima, uslovilo je da se i u konstrukciji autobusa, primene osnovne vrednosti

samonosivih karoserija, tako da se kod savremeno konstruisanih autobusa ne primenjuju

konstrukcije sa velikim poduţnim profilisanim nosačama, koji su se zadrţali, kako je već

rečeno, samo kod teretnih vozila i putničkim vozilima namenjenim ekstremno teškim

uslovima kretanja – terenska i vojna putnička vozila.

Slika II.3-16 Izgled rešetkaste samonosive konstrukcije savremenog

autobusa „Nišekspres“

63

Ekonomičnost proizvodnje i odsustvo izuzetno velikih presa kojima bi se presovali

limovi i profili za samonosivu konstrukciju autobusa, naknadna uklapanja u alatima i

meĎusobno povezivanje presovanih delova, pokazali su da je primena rešetkaste konstrukcije

kod autobusa ekonomski opravdana.

Slika II.3-17 Sklapanje elemenata konstrukcije u steznom alatu

Konstrukcija ovakvih autobusa je omogućila i saradnju više specijalizovanih

firmi, tako da danas neke od poznatih proizvoĎača (Volvo, Scania, Mercedes) proizvode

kompletno sastavljen prednji i zadnji trap autobusa na posebnim konačno izraĎenim

nosačima, koji se kao takvi dalje isporučuju firmama, na dalju nadgradnju karoserije.

Slika II.3-18 Aksonomerijski izgled rešetkaste samonosive

konstrukcije savremenog autobusa „Nišekspres“

Iz navedenih razloga rešetkasta samonosiva konstrukcija se danas primenjuje u

proizvodnji autobusa. Proizvodnja ovakvih konstrukcija se u principu odvija u četiri faze, koje

se realizuju u „leţećim“ alatima za spajanje:

64

- izrada donje – noseće konstrukcije rešetke

- izrada rešetke bočnih strana autobuske konstrukcije (u posebnim alatima za levu i

desnu stranu)

- izrada rešetke plafona autobuske konstrukcije

Po završetku izrade gore navedenih pojedinačnih rešetki, takoĎe u alatima, vrši se

spajanje zavarivanjem svih pojedinačnih rešetki u jedinstvenu konstrukciju (slike II.3-17 i

II.3-18).

Radi zaštite od korozije, nakon spajanja svih elemenata rešetke vrši se nanošenje

antikorozivnih premaza, a unutrašnjost pojedinačnih cevi rešetke se štiti voskiranjem i

unošenjem penaste mase radi sprečavanja vibracija i buke, ali i kao element antikorozivne

zaštite.

II1.3.2 Ispitivanje konstrukcije vozila

Stalni zahtevi za povećanjem brzine kretanja, uz istovremeno smanjenje mase vozila,

uslovili su je da se savremene zakonske norme sigurnosti putnika pooštravaju. Shodno njima,

u principu, svaki novi tip konstrukcije putničkih vozila, klase M1 mase do 2,5 t (prema

klasifikaciji EU), podvrgava se takozvanim kraš (Crash tests) testovima, kojima se proverava

pasivna sigurnost putnika.

Slika II.3-19 Ispitivanje sigurnosti kabine putnika parcijalnim čeonim

(frontalnim) udarom (levi parcijalni udar)

Prema trenutno vaţećim propisima EU „New Car Assessment Program“, takozvane

Euro NCAP, primenjuju se sledeća ispitivanja konstrukcije vozila u koja su smeštene opitne

lutke:

- Frontalni udar, pri čemu 40 % ± 20 mm čeone površine udara u čvrstu barijeru, pri

brzini vozila od 64 km/h (Norma 96/79/EG) (slika br II.3-19 ovog testa). Ovim

testom se istovremeno ispituje:

o sigurnost upravljačkog sistema kao i vozača od udara na točak upravljača

o opterećenje glave i vratnih pršljenova, grudnog koša i kičme, kukova, stomaka

i donjih ekstremiteta putnika (odraslih i dece), koje ne sme da preĎe

predviĎene vrednosti

65

- Bočni udar (Norma 96/29/EG), pri čemu na vozilo koje stoji bočno udara

deformabilna barijera brzinom od 50 km/h. Ovim testom se istovremeno ispituje:

o sigurnost kabine i sposobnost svih vrata vozila da pri udaru ostanu zatvorena,

ali da se potom mogu otvoriti bez upotrebe posebnih alata

o mogućnost da putnik moţe da izaĎe iz vozila ili da bude izvučen

- Test sigurnosti pešaka pri naletanju na vozilo (norme EEVC) i to sa 4 aspekta:

ponašanje i posledice udara na noge, kukove, grudni koš i glavu deteta i odraslih

Slika II.3-20 Nedeformisana kabina vozila posle ispitivanja

sigurnosti na frontalni sudar

66

II. 4. KAROSERIJA VOZILA

Karoserija vozila je nadgradnja na šasiju vozila, za koju se pričvršćuje, a namenjena

je, shodno svrsi vozila, za smeštaj vozača i putnika ili tereta. Upravo stoga karoserija vozila

definiše namenu vozila - prevoz putnika ili tereta. MeĎutim, kako je već rečeno, kod

savremenih putničkih vozila i autobusa nije moguće razdeliti u pravom smislu pojam

karoserije od pojma šasije vozila, s obzirom da su vozila tako koncipirana da karoserija pored

osnovne funkcije preuzima ulogu okvira vozila, kao nosećeg tako i veznog sistema ostalih

ureĎaja i agregata. Takve karoserije se nazivaju samonosive karoserije*, te su kao poseban

naslov obraĎene u poglavlju „ram vozila“.

MeĎutim, kod teretnih vozila ili putničkih terenskih vozila, koji su po svrsi namenjen

korišćenju u ekstremno teškim uslovima, šasija vozila, u svom pravom smislu reči se

zadrţala, tako da se na nju samo nadgraĎuje karoserija već prema zahtevima i potrebama

trţišta. Tako na primer fabrika „Land Rover“ navodi da na dve osnovne verzije šasije svog

terenskog vozila nadgraĎuje 27 različitih verzija karoserije

Slika II.4-1 Dve osnovne verzije šasije terenskog vozila „Land Rover“

tip – 109 Long (produţen) i tip – 88 Court (kratak) spremane za nadgradnju

Slika II.4-2. Tipovi terenskog vozila „Land Rover“ za različite namene

* U literaturi se često koristi i izraz samonoseća karoserija

67

Slika II.4-3. Različit tipovi terenskog vozila „Land Rover“

Slika II.4-4. Cevasta šasija terenskog vozila „Pinzgauer“,

sa nezavisnim ogibljenjem, spremna za nadgradnju

68

Slika II.4-5 Verzije terenskog troosovinskog vozila „Pinzgauer“

za različite namene na šasiji istog tipa

Slika II.4-6 Verzije terenskog dvoosovinskog vozila „Pinzgauer“

za različite namene na šasiji istog tipa

Saradnja meĎu proizvoĎačima, pa čak i podela proizvodnje u svetu i unutar jedne

drţave, učinila je da je moguće da već gotove šasije, koje su opremljena svim potrebnim

sklopovima i pri tom samohodne, isporučiti drugim specijalizovanim firmama, koje vrše samo

nadgradnju karoserije na šasiju, već prema potrebama trţišta. Na taj način je moguće da se na

istu šasiju nadgrade različiti tipovi karoserije po nameni i obliku (kamionska, autobuska ili

koja druga).

69

Kod teretnih vozila je uobičajeno da se na glavnu šasiju vozila, koja je obično u

voznom stanju, sa ili bez svetlosno signalizacijske opreme, dodaje pomoćni ram (slika II.4-7),

na koga se nadgraĎuje karoserija različitih namena (II.4-11). Pomoćni ram se za glavni

vezuje zavrtnjevima ili uzengijama (slika II.4-7 – II.4-10).

Slika II.4-7 Vezivanje glavnog i pomoćnog rama uzengijama

1. Glavni ram 2. Pomoćni ram

Slika II.4-8 Vezivanje glavnog i pomoćnog rama zavrtnjevima i čeličnim pločicama


Slika II.4-9 Vezivanje glavnog i pomoćnog rama zavrtnjevima i konzolama


Slika II.4-10 Oblici uzengija

1. Glavni ram 2. Pomoćni ram 3. Uzengija

4. Oblikovani umetak 5. Podložna pločica 6. Navrtka sa osiguravajućom podloškom

70

Slika II.4-11 Različite nadgradnje na istoj šasiji teretnog vozila

71

Slika II.4-12 Osnovni ram sa pomoćnim ramom samoistovarne karoserije

1. Pomoćni ram nadgradnje 2. Glavni ram vozila

3. Teleskopski hidraulični cilindar za kipovanje

Slična je situacija i u proizvodnji putničkih vozila, kada se od dobro koncipiranih

modela, dalje razvijaju sledeći, sa drugim dizajnom, ali u principu na istoj konstruktivnoj

platformi, na koju se dodaju različiti sklopovi i agregati. Primer takvih vozila je dat na slici

II.4-13.

Slika II.4-13 Različita vozila koncipirana na istoj platformi koncerna Volks Wagen

72

Pod platformom vozila se podrazumeva alat - nosač komponenata na proizvodnoj traci

vozila, na koga se slaţu sve komponente donjeg postroja vozila (kompletna prednja i zadnja

osovina sa ogibljenjem, motor, izduvne cevi i lonci, rezervoar i ostalo) koji imaju iste ili

slične gabaritne mere ali identične priključne mere. U sledećem hodu trake delimično se

meĎusobno povezuju naslagane komponente. Na platformu se potom „spuštaju“ različite

samonosive karoserije vozila sa priključnim merama koje odgovaraju platformi, za koju se

pričvršćuju komponenete sa iste. Tako na primer Ford KA i FIAT 500 imaju istu platformu,

veliki broj istih komponenata, čak se i proizvode u istoj fabrici u Poljskoj.

II.5 SISTEM ELASTIĈNOG OSLANJANJA

S obzirom da su sistemi oslanjanja (osovine i točkovi) u direktnoj vezi sa sistemom

ogibljenja, a u savremenim konstrukcijama putničkih vozila najčešće gube smisao

pojedinačnih sklopova, nije svrsishodno, a ponekada je čak i nemoguće, njih posmatrati i

analizirati odvojeno. Upravo stoga se koristi izraz sistem elastičnog oslanjanja, često u

skraćenom obliku SEO.

Uticaj brzine, kao i konstruktivnih parametara (masa vozila, krutost, elementi sistema)

analiziran je u brojnoj literaturi iz oblasti dinamike automobila [12 ], [15 ], [18], [20], ali se

ova oblast još uvek produbljuje brojnim teorijskim i praktičnim istraţivanjima.

Činjenica je da svako kretanje vozila po putu izaziva oscilacije celog vozila kao i masa

koje su u ili na njemu, a koje se pobuĎuju neravninama podloge. Postoji

više modela prema kojima se vrši analiza sistema i činjenica je da su oni sveobuhvatni i dosta

komplikovani za izračunavanje, naravno gledano sa aspekta koji se nivo kvaliteta ţeli postići

analizom. Primera radi na slici II.5-1 prikazan je jedan od oscilatornih modela vozila. U

svakom slučaju nije moguće analizirati jedan detalj, naprimer udobnost i oscilacije u kabini

bez uzimanja u obzir oscilatornih efekata ostalih sklopova vozila.

Slika II.5-1 Oscilatorni model drumskog vozila

Činjenica je, da što je brzina kretanja i masa vozila veća, to su i oscilacije veće. Usled

toga ubrzanja masa, prouzrokovana oscilacijama mogu da budu i višestruko veća od ubrzanja

73

zemljine teţe, usled čega dolazi do prekida kontakta točka sa drumom ili putnika od sedišta

(odskakanje). Usled prekida kontakta točka sa drumom u tom trenutku nema upravljanja ni

kočenja, a u krivini moţe da dovede i do gubitka stabilnosti vozila. Ubrzanja masa izazvana

oscilacijama izazivaju velike dinamičke sile, koje su u direktnoj proporcionalnosti sa

relativnim ubrzanjima vozila. Kod vozila sa lošim ogibljenjem, ove dinamičke sile mogu da

se manifestuju kao udari, koji se prenose na čitavo vozilo. U vozilima sa kvalitetnim

ogibljenjem, ubrzanja masa su daleko manja, tako da su i dinamičke sile njima izazvane

manje. U svakom slučaju oscilacije masa, odnosno dinamičke sile, izazivaju kod putnika

neprijatnost i umor, a ukoliko je u pitanju teret na karoseriji, mogućnost njegovog oštećenja ili

pada sa karoserije, što se direktno odraţava na sigurnost celog vozila i putnika.

Shodno svemu navedenom, sistem elastičnog oslanjanja u koji spada i sistem

prigušenja oscilacija (SEO), imaju osnovni zadatak da obezbede:

- konfor voţnje vozača i putnika, odnosno tereta kod teretnih vozila

- kvalitetno odrţavanje kontakta točkova sa putem i drţanje pravca kretanja vozila u

krivini, što čini osnov aktivne bezbednosti vozila.

Elementi, koji kao konstruktivni sistem, povezuju prednju osovinu sa ramom ili

samonosivom karoserijom, nazivaju se prednje vešanje ili prednje oslanjanje. Oni obuhvataju

dakle, prednje točkove vozila, osovinu, sistem ogibljenja i prigušenja oscilacija i elemente

povezivanja svih delova unutar ovog sistema i celog sistema za karoseriju. Analogno tome,

elementi koji povezuju zadnju osovinu sa karoserijom nazivaju se sistem zadnjeg vešanja ili

zadnje oslanjanje.

Stoga se moţe zaključiti da sistem vešanja u sebi obuhvata sledeće podsisteme i

elemente:

- elastiĉni elementi, kojima se ostvaruje elastična veza meĎu delovima ili

jednostavnije rečeno - elastično oslanjanje. U suštini ovi delovi prenose dinamičke reakcije tla

i ublaţuju dinamička opterećenja.

Način izvoĎenja elastičnih elemenata je uslovljen namenom vozila, tako da se kod

savremenih konstrukcija sreću elementi od čelika (lisnati gibnjevi, spiralne i torzione opruge),

vazdušno, hidraulično ili hidro-pneumatsko ogibljenje, gumeni elementi ili kombinacija guma

– čelik. Način izvoĎenja elastičnih elemenata nije uslovljen vrstom vešanja, tako da je

moguća realizacija jednog tipa vešanja ugradnjom različitih sistema ogibljenja.

- elementi voĊenja ili elementi veza u uţem smislu reči, koji prihvataju poduţne i

bočne sile kao i odgovarajuće momente, koji se od puta preko točkova prenose na ogibljenu

masu.

Slika II.5-2 Ogibljene i neogibljene mase sistema

74

Pod ogibljenom masom podrazumevaju se svi delovi iznad elastičnih elemenata (npr.

gibnjeva), čija teţina opterećuje elastične elemente. Ovoj grupi elemenata se pridodaje i

polovina mase samih elemenata. Analogno tome, svi elementi odnosno mase ispod elastičnih

elemenata, čija teţina ne opterećuje elastične elemente, nazivaju se neogibljenom masom.

Shodno ovome mase prednje i zadnje osovine i polovina mase elastičnih elemenata pripadaju

grupi takozvanih ne ogibljenih masa (u literaturi se pored pojma „ogibljene“ i „neogibljene

mase“ vrlo često sreće pojam sa istim značenjem „ovešane“ i „neovešane mase“).

- elementi prigušivanja oscilacija (amortizeri), čija je funkcija prigušivanje nastalih

oscilacija neogibljenih i ogibljenih masa.

- elementi stabilizacije (stabilizatori) kojima se smanjuje ugaono pomeranje i

klaćenje ogibljene mase pri krivolinijskom kretanju vozila.

Na osnovu svega navedenog opšti zaključak je da se sistemom oslanjanja i ogibljenja

obezbeĎuje:

- Oscilatorna udobnost, koja podrazumeva ograničavanje maksimalnih ubrzanja

masa, te samim tim sprečavanje udarnih opterećenja, odrţavanje ubrzanja ogibljenih masa u

predviĎenim granicama i to u širem frekventnom dijapazonu, prigušivanje oscilacija i ugaonih

pomeranja ogibljenih masa kao i ograničavanje hoda i zazora istih. U ovu grupu zadataka

spada i sprečavanje pojava rezonance celog sistema, odnosno odrţavanje sopstvene frekvence

sistema u predviĎenim granicama (još u fazi projektovanja vodi se računa o sopstvenim

frekvencijama sistema, kako ne bi došlo do podudarnosti sa pobudnim i time pojave

rezonance)

- Stabilnost upravljanja kojom se obezbeĎuje stalno odrţavanje kontakta točka sa

kolovozom, te time pouzdano prenošenje sila i momenata, stabilno odrţavanje krivine

kolovoza pri voţnji u krivini i sprečavanje zanošenja. Pored navedenog, bitna funkcija je i

odrţavanje kinematike i sistema stabilizacije upravljajućih točkova u odreĎenim granicama,

time što se zazori sistema odrţavaju u fabrički definisanim uslovima

- Dovoljno dug vek trajanja delova i celog sistema, time što se sprečavanjem

udarnih opterećenja i elastičnim prenošenjem sila i momenata svi elementi sistema štite od

preteranog habanja, uključujući i pneumatike.

Oscilovanje sistema

Vozilo, kao jedan oscilatorni sistema u principu čine tri mase:

- ukupna ogibljena masa,

- masa prednje osovine sa točkovima i

- masa zadnje osovine sa točkovima

Idealizirano posmatrano, zavisno od konstrukcije sistema oslanjanja vozila, isto bi

moglo da ima 18 stepeni (sloboda) kretanja, s obzirom da bi svaka od navedenih masa imala

po tri translatorna i tri rotaciona pomeranja. Stoga bi i oscilatorni sistem vozila, sa aspekta

sloboda kretanja, mogao da se predstavi slikom II.5.4.

Ukupno ogibljenje vozila čine pneumatici vozila i elastični elementi sistema, koji su

postavljeni izmeĎu osovina i karoserije (rama). Dodatno ogibljenje, namenjeno isključivo

putnicima je ogibljenje sedišta. Činjenica je da sve tri vrste ogibljenja moraju da dejstvuju

jednovremeno i meĎusobno moraju da budu podešeni. Prilikom kretanja vozila, neravnine

puta povremeno uzrokuju pored vertikalnih, udare i u horizontalnom pravcu - poduţne i

poprečne, koji su činjenica je znatno manje jačine. I ovu vrstu udara na sebe primaju elastični

elementi sistema i to prvenstveno pneumatici, a potom i gumena leţišta unutar sistema,

kojima se učvršćuju noseći elementi sa ramom.

75

Slika II.5-3 Uprošćeni model ogibljenja jednog vozila

Bitno je istaći da pored sila od neravnina puta i druge sile mogu da uzrokuju oscilacije

vozila (vučne sile na točkovima, sila kočenja, sila vetra i slične).

Slika II.5-4 Prikaz pretpostavljenih i predviĎenih kretanja masa vozila

Prelaskom točka preko manjih izbočina na drumu dolazi do kretanja točka na gore, što

se preko sistema povezivanja točka sa ostalim delom sistema i ogibljenjem, direktno odraţava

na sistem ogibljenja, tako da se elastični elementi celog sistema (pneumatici, meĎuelementi,

opruge) sabijaju, dok karoserija, zbog velike inercije sistema ostaje relativno mirna. Ovo tim

pre što na nju tada dejstvuje relativno mala sila izazvanja sabijanjem opruge, tako da se samo

točak pokrene na gore. Po prelasku izbočine puta dolazi do naglog rasterećenja opruge, te se

točak ubrzava na dole. Na karoseriju opet dejstvuje samo sila rasterećenja, koja odgovara

visini izbočine, a koja je znatno manja od sile inercije karoserije, tako da ova opet ostaje

relativno mirna. Ovakav sistem vaţi samo do slučaja dok je pobudna sila manja od sile

prednapregnutosti opruge koja potiče od sile teţine ogibljene mase. U slučajevima kada je sila

izazvana neravninom veća od sile u elastičnim i prigušnim elementima, točak se „odbacuje“

od kolovoza, reakcija karoserije je znatno veća, te je i gibanje karoserije veće.

U tom periodu točak gubi spoj sa podlogom, tako da u tom, u principu kratkom

periodu, koji direktno zavisi od brzine kretanja vozila, nema upravljanja ni kočenja.

Sličan je slučaj kada točak posle prepreke, krene na dole. Ako je sila koja je potrebna

za ubrzano kretanje točka na dole manja od unutrašnjih sila elasto – prigušnih elemenata, tada

76

se točak nedovoljno brzo kreće na dole, te se kao posledica javlja privremeni gubitak

kontakta točak - kolovoz.

Slika II.5-5 Prigušene oscilacije i amplituda oscilovanja

Slika II.5-6 Nastanak neprigušenih i progresivnih oscilacije

Kretanje karoserije od gornje do donje mrtve tačke predstavlja hod ogibljene mase sa

svojom amplitudom oscilovanja, koja se prigušenjem sistema smanjuje do potpunog

zaustavljanja. Povratno dejstvo opruge na karoseriju je stoga utoliko povoljnije kada velikom

sabijanju opruge odgovara relativno mala sila opruge (opruge male krutosti – meke opruge).

Drugim rečima, ogibljenje je najpovoljnije kada je prednaprezanje opruga izazvano teţinom

ogibljene mase što je moguće veće, a masa neogibljenih delova (točkovi, osovine i slično) što

je moguće manje. Isto tako, sa aspekta vibracija, velike ogibljene mase vozila i mekano

ogibljenje izazivaju karoseriji mali broj sopstvenih oscilacija (zbog dugog trajanja oscilacija),

dok male mase sa tvrdim ogibljenjem izazivaju veliki broj sopstvenih oscilacija uzrokovano

kratkim trajanjem oscilacija. Iz toga i slede osnovna pravila ogibljenja vozila:

- Velika masa vozila i meko ogibljenje rezultuju oscilacijama male učestanosti, te

time i malim amplitudama ubrzanja (ogibljena masa ostaje relativno mirna ).

- Odnos ogibljene prema neogibljenoj masi bi trebalo da je što je moguće veći.

- Pri konstrukciji ogibljenja treba teţiti postizanju male sopstvene frekvence vozila

(meko ogibljenje)

S obzirom da na vozilo pored izbočina na drumu dejstvuju ponekada i bočne sile,

ogibljenje treba da bude i bočno efikasno. Ovo „poprečno ogibljenje“ u principu se postiţe

bočno elastičnim pneumaticima (pneumatici sa dijagonalni opletom korda) a delimično i

samom konstrukcijom ogibljenja uključujući elastične elemente za priključenje (gumo –

metalne čaure i uopšte gumo - metalni elementi).

77

Elastični elementi koji na sebe primaju vertikalne udare (opruge, lisnati gibnjevi i

slični) razlikuju se prema svojoj krutosti (odnos sile prema ugibu opruge) od mekih do tvrdih,

a prema promeni dejstva opruga iste mogu da budu sa linearnom ili progresivnom krutošću.

Slika II.5-7 Opruge linearne krutosti

(hard- tvrde opruge; weich-meke opruge)

U principu opruge sa progresivnom krutošću primenjuju se kod vozila kod kojih je

masa tereta veća u odnosu na masu vozila (recimo prikolice) ili terenskih vozila, dakle onih

vozila gde se očekuje velika promena razlika radnih uslova.

Konstrukcija koja najbolje rešava ove probleme je sistem vazdušnog ogibljenja te se

isti skoro uvek primenjuje u savremenim autobusima.

Slika II.5-8 Opruge progresivne krutosti

Veliki uticaj na oscilatornu udobnost imaju i uglovi točka kao i elastične karakteristike

sistema elastičnog oslanjanja u svim ravnima oscilovanja. Tako na primer pokazalo se da je

najpovoljnija oscilatorna udobnost kada je omogućeno izdizanje točkova ukoso unazad pod

uglom 650

do 700 (slika II.5.9). Takvo ogibljenje se uvek primenjuje kod motocikala.

Slika II.5-9 levo: koso postavljene desno: poprečno gibanje

opruge (bočna elastičnost pneumatika)

78

Kako je već rečeno, pored vertikalnih, poduţnih i poprečnih gibanja vozila, dejstvo

centrifugalnih sila pri voţnji u krivini, takoĎe izaziva neprijatna gibanja izazvana naginjanjem

vozila. Ovakva gibanja se kod vozila smanjuju postavljanjem torzionih stabilizatora i

rasporedom masa tako da teţište vozila bude što niţe.

Činjenica je da kod loše izabranog oscilatornog sistema vozila ili zamenom elemenata

neodgovarajućim, moţe da doĎe do rezonance, to jest da se sopstvena frekvencija sistema

poklopi sa pobudnom, što je apsolutno nepoţeljno i štetno. Sličan nepoţeljan efekt bi se dobio

i kada bi sopstvene frekvence pojedinih podsistema bile pribliţno jednake.

Pored navedenih gibanja u uslovima intenzivnog kočenja, ubrzanim polaskom iz

mesta ili uopšte pri većem ubrzanju, moţe da doĎe do „klanjanja“ vozila (pri kočenju) ili

propinjanja prilikom ubrzanja, takozvanog galopiranja vozila (oscilacije oko poprečne ose,

vidi sl. II.5-4), kao posledica promene smera dejstva inercione sile na vozilo.

II.5.1 ELASTIĈNI ELEMENTI SISTEMA OSLANJANJA

Kod vozila, za postizanje što veće oscilatorne udobnosti i sigurnosti „leţanja „ vozila

na kolovozu, koriste su u principu svi sistemi poznati u mašinstvu (lisnate, spiralne, torzione

opruge, gumeni ili gumo-metalni elastični elementi, hidraulično, vazdušno i hidro -

pneumatske opruge. Ovom sistemu se dodaju i odgovarajući elementi – prigušivači oscilacija,

takozvani amortizeri.

II.5.1.1 Lisnati gibnjevi

Lisnati gibnjevi spadaju u elastične elemente koji se pod dejstvom sile savijaju.

Sastavljeni su od poduţnih, pojedinačnih opruga, pravougaonog ili elipsastog oblika,

meĎusobno naslaganih jedan na drugi po duţini, tako da obrazuju poluelipsu. Po sredini svi

listovi gibnja su pritegnuti jednim centralnim zavrtnjem radi sprečavanja meĎusobnog

poduţnog pomeranja listova. Dalje, po duţini, listovi su čvrsto spojeni simetrično

postavljenim uzengijama, čime se sprečava meĎusobno bočno pomeranje listova. Veza sa

nosećim elementom (ramom ili karoserijom) ostvaruje se preko ušica na jednom kraju, u koje

su smeštene gumo metalne čaure. Drugi kraj lisnatog gibnja je slobodan ili vezan uzengijama,

tako da je moguća promena duţne gibnja pri ugibanju.

Slika br. II.5-10 Veza dvostrukih lisnatih gibnjeva teretnog vozila

Lisnati gibnjevi u principu spadaju u gibnjeve sa linearnom krutošću, ali postavljanjem

dodatnog gibnja u takozvane dvostruke gibnjeve (slika br.II.5-10), moţe da se postigne i

progresivna krutost, te se takvi u principu koriste kod teretnih vozila.

79

Slika br. II.5-11 Poloţaj dvostrukih lisnatih gibnjeva teretnog vozila

Lisnati gibnjevi imaju i dobru prigušnu karakteristiku, koja se postiţe meĎusobnim

trenjem pojedinačnih listova. Ova karakteristika uslovljava povećanu negu gibnjeva, time što

izmeĎu listova uvek treba da postoji sloj maziva ili nekog „meĎulista“ od tvrde plastike sa

dobrim tarnim svojstvima, uz istovremeno sprečavanje ili umanjenje meĎumetalne korozije.

TakoĎe u dobre karakteristike spada i ta, što se ovim gibnjevima mogu na ram vozila da

prenesu sve poduţne sile (pogonska ili kočna sila na točkovima) a vrlo dobro podnose i bočna

opterećenja, jednom rečju omogućuju kvalitetno voĎenje šasije.

Ova vrsta gibnjeva je veoma pogodna za ogibljenje teretnih vozila, te u principu na

njima nalazi glavnu primenu. Kod putničkih vozila nalaze primenu kao gibnjevi zadnje

osovine ili kao poprečni gibanj prednje osovine.

II.5.1.2 Spiralne opruge

Ova vrsta opruga je predodreĎena za primanje isključivo sila u aksijalnom pravcu,

tako da se ne moţe koristiti za primanje bočnih ili poduţnih opterećenja. Iz tih razloga

konstrukcija sa spiralnim oprugama uvek sadrţi poduţne i poprečne uporne spone, koje se

jednim svojim krajem zglobno vezuju za donji oslonac opruge a drugim za karoseriju (vidi

sliku II.5-32). Vezivanjem na takav način upravo uporne poluge primaju na sebe sva poduţna

i poprečna opterećenja, rasterećujući spiralne opruge.

Opruga je napravljena u obliku spirale od okruglog opruţnog čelika odreĎenog

prečnika, namotane po cilindru (opruge linearne krutosti) ili po elipsoidu (opruge progresivne

krutosti – vidi slike II.5-7 i II.5-8), tako da je ţica opruge napregnuta na smicanje.

Progresivne opruge imaju i još jednu prednost – hod (sabijanje) je veći stoga što se prilikom

sabijanja spirale slaţu jedna unutar druge, čime se postiţe ili manja duţina opruge ili veći hod

pri istom opterećenju u odnosu na spiralne opruge. Progresivna krutost moţe da bude

ostvarena i primenom ţice kontinualno različitog prečnika, ali se ova vrsta opruga ima manju

primenu zbog cene izrade iste.

Unutar cilindrične spiralne opruge u principu se postavljaju amortizeri ili još jedna

opruga sa spiralom manjeg prečnika, čime se postiţe povećana krutost sistema.

80

Slika br. II.5-12 Spiralne opruge

a) sa linearnom krutošću b) sa progresivnom krutošću

Treba istaći i jednu karakteristiku spiralnih opruga, a to je da pod jednakim uslovima

debljine i kvaliteta ţice, veću krutost imaju opruge namotane u spiralu manjeg prečnika od

opruga sa spiralom većeg prečnika.

II.5.1.3 Torzione opruge

Kod ovih vrsta opruga poluga izraĎena od opruţnog čelika napreţe se na uvijanje

dejstvom sile na kraj jedne jednokrake poluge za koju je fiksirana glavčina točka. Torzione

poluge su različitih konstrukcija: koriste se puni kruţni ili kvadratni profili, cevi sa

razrezanim zidovima, paketi pljosnatih četvorougaonih poluga, mada je najčešća primena -

opruţni čelik sa punim kruţnim profilom.

Čelična torziona opruga

Čelična torziona opruga

Torziona opruga sa gumenim elementom

Slika br. II.5-13 Često primenjivane vrste torzionih opruga

81

Ukoliko je torziona poluga kruţnog profila, na krajevima se nalazi oţljebljenje čime se

ista fiksira jednim krajem za ram ili karoseriju a na drugom kraju je jednokraka poluga vezana

za konstrukciju koja nosi točak (češće nazvana „lenker“).

Torzione opruge nalaze primenu kako kod teretnih tako i kod putničkih vozila. Kod

primene na teškim teretnim vozilima (kamion „Tatra“) ili na tenkovima (domaći tenk T 55; T

85), torzione opruge se pre ugradnje „treniraju“ na uvijanje, čime im se vek trajanja znatno

produţava.

Stabilizatori spadaju u specijalni vid torzionih opruga, kojima se sprečava preveliko

naginjanje vozila. Napravljeni su od opruţnog čelika punog kruţnog profila, tako da imaju

oblik latiničnog slova U. Svojim srednjim delom obrtno se spajaju sa karoserijom, a

krajevima za glavčine ili „viljuške“ točkova jedne osovine. Stabilizator torziono reaguje

jedino u slučaju kada se samo jedan od točkova na istoj osovini ugiba ili kada se karoserija

vozila naginje oko svoje poduţne ose. S obzirom da i sredina stabilizatora ima male rotacije, a

i krajevi ugaono pomeranje (gore- dole), shodno pomeranju točka, sa nosećim elementima se

spajaju gumo - metalnim čaurama.

Slika br. II.5-14 Stabilizator kao specijalni vid torzione opruge

Stabilizatori se koriste kod svih vrsta vozila i u kombinaciji sa svim vidovima

ogibljenja, izuzev gibajućih i lebdećih osovina.

II.5.1.4 Gasne (vazdušne) opruge

Ove opruge su zatvoreni gumeni elementi, ispunjeni najčešće vazduhom a reĎe

azotom, pri čemu se u svrhu elastičnosti koristi stišljivost zatvorenog gasa. Za ove elemente

se u praksi i literaturi sreće naziv i vazdušni jastuci.

Gasne opruge se koriste najčešće kao pomoćne opruge uz spiralne, a nalaze primenu i

kao samostalni elastični osloni elementi.

Poseban slučaj gasnih opruga su gumeni elementi otvoreni sa jedne strane, nepropusno

spojeni na nosaču, koji se napajaju vazduhom iz vazdušnog sistema vozila. Ovakav sistem se

već naziva vazdušno ogibljenje vozila.

Gasne opruge otvorenog ili zatvorenog tipa imaju progresivnu liniju sabijanja

(progresivnu krutost), ali i dobro izraţenu sposobnost samoprigušivanja oscilacija i zvuka.

Ovakav sistem opruga ima veliku prednost u odnosu na ostale time što ima kvalitetnu

82

karakteristiku za različita opterećenja i lako moţe da se prilagodi svakom opterećenju

promenom pritiska u „jastucima“.

Slika br. II.5-15 Oblici gasnih opruga

a) meh („jastuk“) sa dvostrukim prstenom b) Nasadni meh(„jastuk“)

Slika br. II.5-16 Vazdušno ogibljenje

83

Slika br. II.5-17 Praktična izvedena gasna opruga

Slika br. II.5-18. Skica montaţe gasne opruge na vozilu

Sistem vazdušnog ogibljenja ima veoma praktičnu i skoro obaveznu primenu kod

sistema gde je potrebno regulisati i odrţati nivo ili ublaţiti naginjanje vozila, na primer kod

autobusa. U tom slučaju je u sistem ugraĎen i jedna ventil – regulator nivoa („nivostat“),

kojim se u gasnu oprugu upušta vazduh kada je nivo ispod predviĎenog (veće opterećenje),

84

odnosno ispušta kod manjeg opterećenja. Drugim rečima gasne opruge su pod promenljivim

pritiskom. Isto tako i sam ventil za regulaciju nivoa mora da bude konstruisan sa

promenljivim prigušenjem kako se ne bi aktivirao kod svake udarne rupe na putu.

Ovakav vid ogibljenja predviĎen je samo za aksijalna – vertikalna opterećenja, tako da

nije u stanju da podnese nikakve poduţne i poprečne sile vozila, te stoga mora da bude

snabdeven i odgovarajućim upornim polugama. MeĎutim posebno postavljene gumene

opruge (češće nazvani „gumeni jastuci“), sa bočno postavljenim osloncima mogu da posluţe i

kao elementi za primanje i prenos poduţnih ili poprečnih sila, čime se kao pomoć

pneumaticima, postiţe poboljšano poprečno ogibljenje.

II.5.1.5 Hidropneumatske opruge

Ova vrsta opruga u principu takoĎe radi kao gasna opruga. Sastoji se od dveju komora,

od kojih je jedna ispunjena nepromenljivom količinom gasa, najčešće azot i druga komora u

kojoj se nalazi cilindar sa klipom i sistemom ventila, u kojoj se kao fluid koristi ulje. Fluidi u

komorama se nalaze pod pritiskom izmeĎu 100 do 200 bar, a meĎusobno su odvojene

gumenom membranom.

Slika br. II.5-19 Sistem hidropneumatskog ogibljenja

levo: Hidropneumatska opruga desno: Skica sklopa h.p ogibljenja

Ova vrsta opruga takoĎe moţe kvalitetno da posluţi kao amortizer ali i regulator

nivoa, time što se količinama ulja u sistemu moţe promeniti zavisno od opterećenja, putem

posebnog uljnog sistema sa pumpom visokog pritiska.

II.5.1.6 Guma - metal elementi

Ovo su elementi koji imaju veoma različitu primenu u vozilima, te usled toga proističe

i njihova velika raznolikost po obliku, dimenzijama i mestima primene. Kod ovih elemenata

se koriste visoka elastična gume prirodnog ili veštačkog porekla. Guma po svojoj prirodi ima

izvanredne karakteristike prigušivanja oscilacija i vibracija.

Upravo iz ovih svojih karakteristika proističe i zadatak guma - metal elementa:

meĎusobno elastično spajanje metalnih elementa uz zadrţavanje mogućnosti slobode kretanja,

kao na primer pričvršćivanje voĎica i upornih spona sa nosećim elementima, kao element

uleţištenja motora, menjača i ostalih sklopova i uopšte gde je potrebno da delovi budu spojeni

a istovremeno prigušena buka i vibracije.

85

a) b) c)

d) e)

Slika br. II.5-20 Oblici guma - metal elemenata

a) gumo metalna čaura („slilent“ blok) b) element opterećen na sabijanje

c) element opterećen na smicanje d) gumo metalna čaura („slilent“ blok)

e) Razni oblici gumometalnih opruga u „sendvič pakovanju

Slika br. II.5-21 Razni oblici guma- metal opruga u „sendvič pakovanju

Guma - metal opruga se često koristi i kao samostalna opruga u slučaju visokih

opterećenja, kada se guma - metal elementi postavljaju u višeslojnom „sendvič pakovanju“

(ogibljenje lokomotiva).

86

II.5.1.7 Amortizeri

Osnovna funkcija ovog sklopa je, kako mu samo ime kaţe, da amortizuje ili priguši

vertikalne udarne sile koje prima vozilo pri kretanju. Time se kod vozila direktno utiče na

udobnost, stabilnost i sigurnost kretanja, tako da isti spadaju u elemente aktivne sigurnosti

vozila.

S obzirom da se frekvencije oscilovanja točka i karoserija vozila meĎusobno razlikuju,

svojom funkcijom amortizer mora da bude sposoban da obe oscilacije priguši. Upravo stoga

amortizer se postavlja izmeĎu karoserije i nosećih elemenata točka.

Postoje različite konstrukcije i tipovi amortizera, ali se kod savremenih vozila, tamo

gde su potrebni, isključivo koriste teleskopski hidraulični amortizeri. Sastoje se od klipa sa

klipnjačom koji se kreću unutar radnog cilindra (unutrašnji cilindar), koji je ispunjen uljem.

Oba ova dela se nalaze unutar jednog spoljnog cilindra. Na klipu i radnom cilindru se nalazi

sistem lamelastih ventila ili malih otvora, tako da se kretanjem klipa u cilindru ulje potiskuje

u slobodan prostor spoljnog cilindra. Amortizer svoju funkciju obavlja prigušenjem proticanja

ulja kroz male otvore ili ventile iz jednog prostora u drugi, pri kretanju klipa u oba smera (na

gore ili dole). Klip amortizera sa klipnjačom i zaštitnom cevi pričvršćeni su zglobno za

karoseriju a spoljni i radni cilindar za glavčinu ili noseće elemente točka. Prigušenjem

izazvana razlika energija kretanja točka i karoserije prevodi se u toplotnu energiju, koja se

preko spoljnog omotača predaje okolini.

a) b)

Slika br. II.5-22 Teleskopski hidraulični amortizeri

a)Teleskopski dvocilindrični hidraulični amortizer

b)Funkcionalna shema hidrauličnog amortizera

Princip rada dvocilindričnog amortizera (slika br.II.5-22) se sastoji u sledećem: pri

kretanju točka na gore spoljni i radni (unutrašnji) cilindar se takoĎe kreću na gore dok klip

miruje, s obzirom da je klipnjačom pričvršćen za karoseriju. Količina ulja ispod klipa biva

potiskivana preko lamelastih ventila u prostor iznad klipa i istovremeno u „akumulacioni

prostor“ (slobodna zapremina spoljnog cilindra). Pri kretanju točka na dole, radni cilindar se

87

takoĎe kreće na dole, tako da prostor ispod klipa biva povećan, usled čega se javlja

podpritisak, te se ulje ponovo „usisava“ u radni cilindar. Upravo kretanjem ulja kroz ventile

sa različitim otporima proticanju ostvaruje se veliki otpor proticanju te time i promena

energije, odnosno gubitak energije oscilovanja i prigušenje istog.

Jednocilindriĉni gasno hidrauliĉki amortizer (slika br.II.5-23 a) ima istu funkciju i

princip rada kao i opisani dvocilindrični amortizer s tim što za „prihvat“ istisnutog ulja iz

prostora ispod klipa pri kretanju točka na gore, ne postoji poseban „rezervoar“ kao kod

dvocilindričnog, već se za to koristi isticanje ulja u prostor iznad klipa i povećanje zapremine

radnog cilindra na račun sabijanja gasa (najčešće azota) koji se nalazi ispod slobodnog klipa

pod pritiskom od oko 20 do 30 bar. Vraćanjem radnog cilindra u početno stanje, pri kretanju

točka na dole, radni prostor ispod klipa se povećava, te sabijeni azot potiskuje slobodni klip i

„rasterećuje“ se, a ulje iz prostora iznad klipa se vraća kroz ventile u prostor ispod klipa.

Gubitak energije zbog proticanja kroz ventile sa prigušenjem i promena stanja pritiska azota

je upravo ona energija koja se „oduzima“ od oscilovanja sistema.

a) b)

Slika br. II.5-23 Teleskopski gasno hidraulični amortizeri

a) jednocilindrični gasno hidraulički amortizer

b) dvocilindrični gasno hidraulički amortizer

Dvocilindriĉni gasno hidrauliĉki amortizer (slika br.II.5-23 b) ima potpuno istu

funkciju i princip rada kao i dvocilindrični hidraulički amortizer, s tim što se sabijeni gas

(azot) nalazi u slobodnom prostoru izmeĎu unutrašnjeg i spoljnog cilindra, tako da je

apsorbovanje energije u odnosu na dvocilindrični hidraulički amortizer veće upravo za

energiju koju potroši azot na svoje sabijanje odnosno rasterećenje.

Gasno hidrauliĉni amortizeri sa varijabilnim prigušenjem (slika br.II.5-24)

predstavljaju „nadgradnju“ gore opisanog dvocilindrično gasno-hidrauličkog amortizera time

što pored „gasnog jastuka“ sa azotom, kao opisani, prostor izmeĎu dva cilindra je razdvojen

gumenom membranom, a prostor iznad membrane se puni vazduhom dovedenim direktno iz

88

a) b)

Slika br. II.5-24 Gasno hidraulični amortizeri sa varijabilnim prigušenjem

a) jednocilindrični b) dvocilindrični

vazdušne instalacije vozila.

Prednost ovog tipa amortizera je u tome što predstavlja kombinaciju amortizera i

gasne opruge, te kao takav sluţi za kompletno ogibljenje vozila. Pored navedenog ovaj tip

amortizera ima još jače izraţenu prigušnu moć od ranije navedenih, a uz to moţe da sluţi i

kao regulator nivoa vozila na način koji je već opisan kod gasnih opruga.

II.5.1.8 Primeri kombinovanja amortizera i opruga

Primenjena kombinovanja amortizera i opruga u suštini predstavlja kompletan

sistem ogibljenja vozila, ali raznolikost kombinacija potiče od mesta i načina primene.

Makfersonova (Mc Pherson) noga (slika br.II.5.25) predstavlja kombinaciju

ojačanog teleskopskog amortizera i spiralne opruge, koji potpuno zadovoljava zahteve koji se

postavljaju pred upravljačke točkove putničkih vozila, te se tamo ovakav sistem i najviše

koristi. Radi pravilnog voĎenja točkova potrebne su još uporne poluge – voĎice kako je

opisano u odeljku II.5.2.2 „nezavisno ogibljenje“ – Makfersonove noge, slika II.5.42.

Podešavanjem mesta postavljanja opruge u odnosu na amortizer, pomoću leţišta

opruge sa navojem moguće je podešavati karakteristiku celog sistema shodno potrebama

vozila.

89

Slika br. II.5-25 Makfersonove noge

Amortizer sa regulacijom nivoa vozila (slike br II.5-26 i II.5-27) se primenjuju kod

vozila kod kojih je česta promenljivost opterećenja, te stoga klasičan sistem opruga-amortizer

koji su podešeni za neka srednja opterećenja kada daju najpovoljnije karakteristike, nisu

podesni, kao na primer kod autobusa. TakoĎe, kod putničkih vozila, najčešće vozila više klase

ili reprezentativnih vozila, gde je povećana udobnost putnika jedan od bitnijih uslova, ovakav

sistem nalazi svoju primenu.

Slika br. II.5-26 Sistem gasnog amortizera sa regulacijom nivoa vozila

Činjenica je da se regulacijom nivoa vozila postiţe i povećana sigurnost vozila, kako

sa aspekta „leţanja“ na drumu, tako i pri kretanju po lošim putevima kada se klirens vozila

podiţe ili, na primer, pri brzoj voţnji, kada je potrebno da teţište vozila bude što niţe.

Regulacija nivoa se vrši preko ventila koji odrţava udaljenost karoserije od podloge

konstantnom. Upuštanjem vazduha iz vazdušne instalacije u sistem kao na slici II.5-24, ili ulja

pomoću pumpe visokog pritiska (slika II.5-25) moguće je regulisati nivo vozila i da sistem pri

tome zadrţi funkciju i kao gasne opruge i kao amortizera.

90

Slika br. II.5-27 Sistem gasno hidrauličkog amortizera i opruge

sa regulacijom nivoa vozila

II.5.2 VRSTE SISTEMA OGIBLJENJA

Da bi se sistem oscilovanja vozila najpovoljnije rešio, shodno nameni vozila,

primenjuju se različiti sistemi oslanjanja i ogibljenja,

U opštem slučaju, pored ogibljenja masa vozila i obezbeĎenja oscilatorne udobnosti,

konstrukcija ogibljenja ima zadatak da u svakom slučaju odrţi:

- dobro poduţno i poprečno voĎenje točkova,

- dobro prianjanja svih točkova, kako bi bilo moguće kočenje, potpuno odrţanje vučne

sila kod pogonskih i odlična upravljivost kod upravljajućih točkova,

- potpuno odrţanje geometrije upravljačkih točkova.

Prema načinu izvoĎenja konstrukcije ogibljenja razlikuju se:

- Zavisno ogibljenje, kada pomeranje jednog od točkova osovine direktno utiče na

pomeranje drugog

Slika br. II.5-28 Shema klasično zavisnog ogibljenja

91

- Nezavisno ogibljeni toĉkovi, kada pomeranje ma kog točka po visini ne utiče na

pomeranje drugog na istoj „osovini“ ili uopšte ostalih točkova

Slika br. II.5-29 Shema klasično nezavisnog ogibljenja

- Kombinovano ogibljenje, kada su točkovi jedne osovine (uobičajeno prednje)

nezavisno ogibljeni, a točkovi zadnje/zadnjih osovina zavisno.

U principu savremene konstrukcije putničkih i terenskih vozila imaju nezavisno ili

kombinovano ogibljenje, dok teretna vozila u principu imaju zavisno ogibljene točkove, mada

postoje konstrukcije sa potpuno nezavisnim ogibljenjem (već navedeno vozilo „Tatra“).

Svaka od navedenih konstrukcija ima svojih dobrih prednosti sa aspekta oscilatorne

udobnosti, voĎenja točkova odnosno osovina, kontakta sa podlogom i „nošenja“ opterećenja,

tako da se izbor konstrukcija u suštini svodi na namenu vozila i njegovu brzinu.

II.5.2.1 Shematsko i praktiĉno izvoĊenja zavisnog ogibljenja

(krute osovine)

Ova vrsta ogibljenja i voĎenja točkova predstavlja preteču svih daljih konstrukcija.

Stoga što su oba točka jedne osovine spojena krutom osovinom i zajednički ogibljena prema

karoseriji, ovakav tip osovina je i dobio svoje ime. Naime, pridev „zavisno ogibljenje“ ovaj

sistem je dobio stoga što prelaţenjem preko neravnina jednog točka direktno utiče na

ponašanje drugog točka iste osovine.

Slika br. II.5-30 Kruta pogonska osovina

Ova vrsta ogibljenja ima osnovni nedostatak u tome što su neogibljene mase dosta

velike, te su time za udobnost putovanja potrebna kvalitetnija izvoĎenja ostalih elemenata

udobnosti. MeĎutim, osnovna prednost ove vrste ogibljenja je kvalitetno voĎenje točkova,

dobro primanje i prenos svih sila kako poduţnih tako i poprečnih i nepromenljivost uglova i

nepromenljivost traga izmeĎu točkova pri prelazu preko izbočina na kolovozu. U prednosti

ove osovine ubraja se i jednostavnost konstrukcije i mali zahtevi vezani za odrţavanje

92

Zbog svojih prednosti, a pogotovo iz razloga velike nosivosti, nalazi primenu još uvek

u savremenim konstrukcijama i to uglavnom kod teretnih vozila i to kako kod upravljajućih

tako i zadnjih osovina, ne zavisno od toga koja je osovina pogonska. Kod putničkih vozila

primenjuje se u principu samo za zadnje pogonske osovine, dok je primena krute prednje

osovine kod putničkih vozila, davno je postala muzejski eksponat.

Slika br. II.5-31 Kruta pogonska osovina sa lisnatim gibnjevima

U ogibljenju krutih osovina takoĎe ima raznolikosti s obzirom da se primenjuju sve

vrste ogibljenja i elastičnih elemenata: spiralni i lisnati gibnjevi, torziona vratila, vazdušno

ogibljenje ili kombinacija hidro-pneumatskog ogibljenja.

Slika br. II.5-32 Kruta pogonska osovina sa spiralnim oprugama

i upornim polugama

Razlika u izvoĎenju celog sistema ogibljenja, naravno, javlja se zavisno od toga kakvi

se elastični elementi primenjuju, a pre svega stoga što je različit način primanja i prenosa sila.

Kod krutih osovina sa lisnatim gibnjevima, koji direktno spajaju osovinu sa

karoserijom odnosno ramom (slika br. II.5-31), isti su sposobni da prime na sebe i prenesu

sve vrste sila, bez ikakvih posebnih ojačanja ili upornih poluga.

93

a)

b)

Slika br. II.5-33 Vezivanje rukavaca upravljajuće osovine

a) Osovina sa vezom u obliku pesnice b) viljuškasta osovina

MeĎutim kod primene spiralnih opruga, koje su predodreĎene za primanje sila samo iz

aksijalnog pravca, primena upornih poluga je obavezna, s obzirom da one tada preuzimaju

poprečne i poduţne sile (slika br. II.5-32)

Plivajuća (lebdeća) osovina (slika br. II.5-34) spada takoĎe u grupu krutih

osovina, ali je način njenog vezivanja za karoseriju drugojačiji.

Slika br. II.5-34 Kruta osovina sa lisnatim gibnjem

postavljenim poprečno (plivajuća osovina)

Ova osovina kao elastični element ima poprečno postavljen lisnati gibanj, čija je

oslona tačka u visini teţišta vozila. Upravo zbog mesta postavljanja gibnja, veoma malo ili

nikakvo je naginjanje vozila u krivini, što se smatra prednošću ovakvog izvoĎenja.

De Dionova osovina (slika br II.5-35) predstavlja jedan poseban sistem

izvoĎenja krute pogonske osovine, gde se spajaju prednosti dobrog voĎenja točkova kod

krutih osovina i malih neogibljenih masa kod nezavisnog ogibljenja. U ovom slučaju

neogibljene mase su samo točkovi sa svojim glavčinama (kao kod nezavisnog ogibljenja) i

laka cevasta osovina koja spaja glavčine točkova. Glavni prenosnik sa diferencijalom i

poluvratila spadaju u ogibljene mase, s obzirom da se isti elastično učvršćuje za karoseriju ili

noseću traverzu, koja se takoĎe pričvršćuje za karoseriju.

94

Slika br. II.5-35 Točkovi zadnje pogonske osovine sa traverznim

nosačem - De Dionova (De Dion) osovina

Ogibljenje se izvodi u principu spiralnim oprugama, oslonjenim na osovinu i traverzu.

S obzirom na različite frekvence oscilovanja osovine i karoserije, odnosno glavnog

prenosnika, prenos snage od glavnog prenosnika do točkova vrši se poluvratilima sa

homokinetičkim zglobovima.

Prenos poduţnih sila (reakcije puta i vučnih sila), na sebe preuzimaju poduţne uporne

poluge, koje su zglobno vezane za osovinu i karoseriju vozila (poduţne uporne poluge), dok

poprečne uporne poluge, vezane za traverzni nosač, na sebe primaju poprečne sile.

Ovakav sistem ogibljenja predstavlja relativno skup način izvoĎenja, tako da se

primenjuje, u principu, samo za putnička vozila više klase.

II.5.2.2 Karakteristike i izvoĊenja nezavisnog ogibljenja

Osnovna ideja nezavisnog ogibljenja je u suštini smanjenje neogibljene mase i

odrţavanje stalnog i dobrog kontakta sa podlogom. Ovo stoga što je moguće prilagoĎavanje

uslovima terena svakog točaka pojedinačno, odnosno da prelaţenje preko neravnina jednim

točkom, ne utiče na pomeranje drugog točka iste „osovine“. S obzirom da se ovakvim

ogibljenjem uvek ostvaruje dobar kontakt sa podlogom, sve prednosti koje iz toga proizilaze

dolaze do izraţaja: potpuna vučna sila kod pogonskih točkova a kod upravljajućih - dobra

upravljivost, oscilatorna udobnost i slično.

Poduţno i poprečno voĎenje točkova takoĎe biva dovoljno dobro odrţano, dok

paralelnost točkova nije moguće odrţati. Geometrija upravljačkih točkova takoĎe biva

zadrţana u svim uslovima kretanja.

U praksi postoje veliki broj različitih sistema izvoĎenja nezavisnog ogibljenja, od

kojih svaka od izvedenih konstrukcija ima dobre ali i loše osobine odnosno karakteristike, te u

ţelji da se negativnosti otklone a dobre osobine zadrţe ili poboljšaju, različitost konstrukcija

je neumitna.

Nezavisno ogibljenje sa voĊenjem u popreĉnoj ravni sastoji se u principu od

upornih poluga (češće nazvanih voĎicama) koje su poprečno postavljene, a elastičnim

elementima guma – metal vezuju se za glavčine točka i karoseriju odnosno ram vozila.

Ogibljenje se izvodi spiralnim ili lisnatim oprugama, vazdušnim ili hidro vazdušnim (hidro-

pneumatskim) ogibljenjem.

95

Slika br. II.5-36 Nezavisno ogibljenje sa voĎenjem u poprečnoj

ravni dvema voĎicama

Kvalitet sistema vešanja dvema trouglastim poprečnim voĎicama (upornim

polugama), već zavisno od načina izvoĎenja, izraţava se time što prilikom izdizanja točkova

ne dolazi do njihovog meĎusobnog zakošenja a promena traga (rastojanja izmeĎu točkova iste

osovine) je neznatna.

U slučaju kada su poprečne voĎice jednakih duţina (oblik paralelograma) nema

nikakvog zakošenja točkova, ali dolazi do male promene traga točkova. Ova „greška“ se

ispravlja postavljanjem voĎica različitih duţina (oblik trapeza – br. II.5-36 i II.5-37), te tada

nema zakošenja točkova, a ne menja se ni trag točkova.

Slika br II.5-37. Načini izvoĎenja nezavisnog ogibljenja dvostrukim

trapezastim poprečnim voĎicama upravljajuće osovine

Zbog svojih prednosti ovakav sistem ogibljenja se primenjuje u principu za

upravljajuće osovine putničkih vozila, bez obzira da li su pogonske ili ne, ali i za zadnje

osovina (slika br. II.5-36).

Kod putničkih vozila ogibljenje se po pravilu izvodi spiralnim oprugama linearnih

krutosti, dok se kod vozila, gde se očekuju velike razlike u izdizanju točkova (recimo terenska

vozila) obično ugraĎuju opruge progresivnih krutosti.

96

Slika br. II.5-38. Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje sa voĎenjem

u poprečnoj ravni dvema trouglastim voĎicama

Same poprečne voĎice se konstruišu u obliku trougla, kako bi se obezbedila njihova

dovoljna krutost od poduţnih sila. Za karoseriju odnosno ram vozila učvršćuju se metal -

guma čaurama (takozvanim „silent“ blokovima).

Slika br. II.5-39 Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje zadnje

osovine sa voĎenjem u poprečnoj ravni dvema voĎicama

Kod vozila starijih koncepcija, konstrukcija se sastoji vrlo često od jednog poprečno

postavljenog lisnatog gibanja (kao elastičnog elementa) i jedne trouglaste voĎice (slika

II.5.40), najčešće postavljenje na donjem delu konstrukcije.

Isto tako mogu se naći konstrukcije gde su umesto poprečnih voĎica i gibnjeva

postavljena dva poprečno postavljena lisnata gibnja (slika II.5-41). Ovakva konstrukcija se

primenjuje kako za prednju – upravljačku osovinu tako i za zadnju - pogonsku.

Kako je već rečeno, kod savremenih vozila se ovakve konstrukcije malo primenjuju,

tim pre što su dosta skupe kako za izradu tako i za odrţavanje.

97

Slika br. II.5-40 Nezavisno ogibljenje

prednje osovine sa poprečnim lisnatim

gibnjem i poprečnim voĎicama

Slika br. II.5-41 Nezavisno ogibljenje

prednje osovine sa dvostrukim poprečnim

lisnatim gibnjevima

Makfersonove noge predstavljaju najčešći primer konstrukcije ogibljenja prednje

osovine savremenih putničkih vozila (slike br.II.5-42 i II.5-43).

Slika br. II.5.42 Shematski prikazano ogibljenje sa voĎenjem

u poprečnoj ravni - „Makfersonove noge“

Sastoji od jedne donje poprečno postavljene voĎice, dok se gornji deo konstrukcije

preko ojačane konstrukcije košuljice teleskopskog amortizera i jedne spiralne opruge oslanja

na karoseriju odnosno ram vozila. Ovakva konstrukcija je jako zahvalna za primenu kako sa

aspekta izrade tako i odrţavanja.

Kod izvesnih konstrukcija moguća je posebna izmena samo amortizera koji je

postavljen u kućištu kao zamenljivi deo, mada se savremenih rešenja ova koncepcija

zapostavlja i kod izmene menja se ceo sklop – nosač opruge sa amortizerom.

98

Slika br. II.5-43 Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje prednje osovine sa

voĎenjem u poprečnoj ravni „Makfersonovim nogama“

Nezavisno ogibljenje sa linijskim (cilindriĉnim) voĊenjem (slika br.II.5-44) se u

savremenim vozilima relativno malo koristi. Prednost ovakvog ogibljenja je što se pri

izdizanju točka ne menja ugao istog niti trag točkova i omogućava dobro voĎenje točka. Ceo

sistem cilindarskog voĎenja je često kombinovan sa hidrauličnim prigušivačem oscilacija –

amortizerom.

Slika br. II.5-44 Nezavisno ogibljenje sa linijskim (cilindričnim) voĎenjem

MeĎutim zbog relativno skupe izrade i oteţanom pristupu pri odrţavanju, ova

konstrukcija se zadrţala samo kod pojedinih vozila, na primer „Zastava AR 55“, takozvana

„kampanjola“.

Sistem nezavisnog ogibljenja sa poduţnim voĊenjem

S obzirom da se kod primene ogibljenja sa poduţnim voĎenjem, točak vodi po jednom

poduţnom paralelogramu, tako da se pri izdizanju točka ne menja ugao istog niti trag točkova.

Konstrukcija sa poduţnim voĎicama je često primenjivana na prednjim i zadnjim osovinama

putničkih vozila bez obzira da li su one pogonske ili ne.

U slučaju primene na prednjoj - upravljačkoj osovini, uobičajeno korišćenje je

torzionih vratila, koja su ugraĎena u cevaste osovine (slike II.5-48 i II.5-49), dok kod upotrebe

na zadnjim osovinama, podjednako su zastupljene spiralne i torzione opruge (slike br. II.5-

45;.46 i II.5-47).

99

Slika br. II.5-45 Nezavisno ogibljenje sa voĎenjem u

poduţnoj ravni jednom ili dvema voĎicama

Slika br. II.5-46 Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje

zadnje osovine sa voĎenjem u poduţnoj ravni jednom voĎicom


pogonske zadnje osovine sa torzionim vratilom i voĎenjem

u poduţnoj ravni jednom voĎicom

100

Slika br. II.5-48 Torziono ogibljeni točkovi prednje upravljajuće osovine

Slika br. II.5.49 Praktično izvoĎenje nezavisnog ogibljenja torzionim vratilima

prednje osovine sa voĎenjem u poduţnoj ravni

Konstrukcija sa ukoso postavljenim voĊicama predstavlja jednu od varijanti

konstrukcije sa poduţnim voĎenjem (slike br.II.5-50 i II.5-51). Ovakva konstrukcija preuzima

prednosti dobrog uzduţnog voĎenja osovina i gibljivih osovina a da se pri tome i nedostaci

istih smanjuju.


zadnje pogonske osovine sa koso postavljenim voĎicama

101

Kose voĎice su trouglaste, postavljenje pod uglom u odnosu na poprečnu osu vozila

kako u horizontalnoj tako i vertikalnoj ravni (slika br.II.5-51), tako da dobro preuzimaju

poduţne i bočne sile pri kretanju vozila i pri tome omogućuju dobro voĎenje osovine i prenos

vučne sile. Ugao α se kreće u granicama 10 do 200, dok je ugao β znatno manji. Konstrukcija

osovine sa kosim voĎicama je primenjiva u principu samo za zadnje osovine, s obzirom da

postoji promena ugla nagiba točkova pri izdizanju. Jedna od takvih konstrukcija prikazana je

na slici II.5-50. Glavni prenosnik sa diferencijalom pričvršćen je na takozvanu noseću

osovinu, češće nazvanu traverza, koja se gumenim zglobovima pričvršćuje za karoseriju

vozila ili ram.

Prenos snage od glavnog prenosnika do točkova vrši se poluvratilima sa

homokinetičkim zglobovima.

Slika br. II.5-51 Praktično izvoĎenje uglova koso postavljenih voĎica

levo – pogled odozgo desno - pogled od pozadi

Gibajuća osovina

Gibajuća osovina pruţa mogućnost da se oba točka „zakreću“ u vertikalnoj ravni

oko jednog (slika br. II.5-52).ili dva zgloba (slika br II.5-53), koji je pričvršćen za ram ili

karoseriju vozila ili glavni prenosnik sa diferencijalom (kada je osovina pogonska).

Pričvršćivanje za noseću konstrukciju izvodi se najčešće elastičnim elementom guma – metal,

kako bi se vibracije karoserije smanjile.

S obzirom da je kod ovih osovina znatna promena uglova točkova od vertikale

prilikom izdizanja točkova, primenljiva je samo za zadnje, najčešće pogonske osovine.

Prednost je u tome da se prilikom opterećenja iste trag točkova u donjem delu (uz kolovoz)

povećava, te se time povećava stabilnost vozila i dobro „leţanje“ u krivini.

Slika br. II.5-52 Gibajuća osovina sa jednim zglobom

102

Ogibljenje se u principu izvodi vertikalno (slika br. II.5-52 i II.5-53) ili horizontalno

postavljenim spiralnim oprugama (slika br. II.5-54).

Slika br. II.5-53 Gibajuća osovina sa dva zgloba

TakoĎe su primenljive i konstrukcije gde su umesto spiralnih opruga postavljene

torziona vratila, u praksi ali i literaturi češće nazvanih torzioni štapovi (slika II.5.55).

Slika br. II.5-54 Gibajuća osovina sa jednim zglobom i poprečno

postavljenom spiralnom oprugom

Slika br. II.5-55 Gibajuća pogonska osovina sa torzionim vratilom

103

II.5.2.3 Oscilatorna udobnost

Oscilatorna udobnost, u literaturi poznata i pod imenima konfor oslanjanja ili konfor

ogibljenja, predstavlja meru udobnosti koje ogibljenje vozila pruţa putniku tokom voţnje.

Ono se predstavlja ubrzanjem koje putnik na sedištu dobija od impulsa sile prilikom prelaska

vozila preko neke prepreke, te se i kao jedinica mere uzima m/s. Naravno, kako je rečeno u

uvodnim napomenama ovog poglavlja, ono podrazumeva odrţavanje ubrzanja ogibljenih

masa u predviĎenim granicama i to u širem frekventnom dijapazonu, prigušivanje oscilacija i

ugaonih pomeranja ogibljenih masa kao i ograničavanje hoda i zazora istih. U ovu grupu

zadataka spada i sprečavanje pojava rezonance celog sistema, odnosno odrţavanje sopstvene

frekvence sistema u predviĎenim granicama.

Ispitivanja su pokazala da svaki unutrašnji organ čoveka ima najvišu dozvoljenu

frekvencu, koje su meĎusobno različite, tako da se još u fazi projektovanja, kao zadatak

konstruktoru da se konstruktivnim merama one smanje što je moguće više. Na slici II.5-56

prikazana je karakteristika oscilatorne udobnosti jednog savremenog malog putničkog vozila

u funkciji uslova kolovoza i različitih brzina kretanja.

Slika br. II.5-56 Oscilatorna udobnost snimljena za vozilo Citroen C3

104

II. 6. UVODNE NAPOMENE O TRANSMISIJI

Pod transmisijom vozila se podrazumeva povezana grupa sklopova, kojima se vrši

prenos snage od motora do pogonskih elemenata (točkova ili gusenica). Zavisno od vrste

vozila, konstrukcija transmisije i sastav elemenata se jako razlikuje, tako da moţe da se

govori o transmisiji putničkih i teretnih vozila i transmisiji radnih mašina. U svakom slučaju

sve one sadrţe spojnicu, menjač, prenosna (kardanska) vratila, glavni prenosnik i pogonski

most, s tim što je konstrukcija pojedinih sklopova različita po vrsti i konstrukciji zavisno od

vrste vozila.

Pored osnovne funkcije transmisije - prenos snage, njome se omogućuje promena

vučne sile na pogonskim točkovima i brzine kretanja vozila. Kod vozila guseničara njena

funkcija se proširuje i na omogućavanje pravolinijskog kretanja i zaokretanja u raznim

terenskim uslovima.

Iz funkcije transmisije mogu da se sagledaju i zahtevi koje ona mora da ispuni, a koji

se mogu saţeti u:

- Osiguranje visoke srednje brzine i vučne sile

- Prenos snage bez velikih gubitaka (visoki stepen korisnosti)

- Visok stepen pouzdanosti odnosno sigurnosti u radu

- Mali gabariti uključujući i masu cele transmisije

- Kod guseničkih vozila dobra upravljivost i zaokretljivost

- Tehnologičnost konstrukcije kako proizvodna tako i remontna

- Mali obim radova na odrţavanju, montaţi i demontaţi

Savremena tehnologija omogućuju ispunjenje zahteva transmisije na sledeći način:

- Visoka srednja brzina kretanja, vučna sila i dobra zaokretljivost kod guseničara

postiţe se pravilnim vučnim i kinematskim proračunom transmisije, primenom savremenih

transmisionih sklopova i pretvarača obrtnog momenta koji omogućuju maksimalno

iskorišćenje snage motora

- Visok stepen pouzdanosti u radu uz visok stepen korisnosti, postiţe se primenom

usavršenih sklopova i elemenata transmisije koji su meĎusobno dobro usaglašeni i savremeno

koncipirani uz pravilan izbor koeficijenata sigurnosti. Primena kvalitetnih materijala, visoki

kvalitet izrade i obrade delova i dobra tehnologičnost je osnovni preduslov za postizanje

traţenih zahteva. Pored toga visok stepen pouzdanosti biće postignut ukoliko se u transmisiju

predvide i ugrade elementi koji smanjuju ili apsorbuju visoke dinamičke i torzione oscilacije.

- Mali gabarit uključujući i minimalna masa cele transmisije postiţe se izborom

najracionalnije kinematske veze pojedinih sklopova, pravilnim vučnim brzinskim i

kinematskim proračunom. Pravilan izbor koeficijenata sigurnosti pojedinih elemenata, ovde

posebno dolazi do izraţaja. Smeštaj sklopova transmisije u jedno kućište i izrada istog od

lakih legura uz preduslov da je kućište malo opterećeno postavlja se ovde kao jedan od

glavnih zadataka konstruktora.

- Dobra proizvodna i remontna tehnologičnost konstrukcije postiţe se temeljnom

konstrukcijskom razradom pojedinih sklopova, koja dozvoljava primenu savremenih

visokoproizvodnih načina izrade uz mehanizaciju i automatizaciju procesa proizvodnje. Pored

toga jednostavnost konstrukcije i pravilan izbor zazora i tolerancija spadaju u prvi zadatak

konstruktora.

- Uslov malog obima radova na odrţavanju i remontu biće zadovoljen ako je

transmisija tako konstruisana da se odrţavanje svede na povremenu kontrolu i staranju o

sistemu podmazivanja. Podešavanja zazora unutar pojedinih sklopova ili meĎusklopnih

zazora mora da se svede na najmanju meru. Savremena maziva sredstva sa svoje strane već

omogućavaju dugovremenu primenu istog maziva bez promene njegovih svojstava.

105

Ispunjenje svih ovih zahteva mora da bude usko povezano sa pitanjem cene. Upravo iz

tih razloga neophodno je da se u procesu konstruisanja vrši stalno preispitivanje usaglašenosti

delova, konstruktivnih rešenja, tehnologije izrade sa aspekta visoke produktivnosti i serijske

proizvodnje, kao osnovnog preduslova za postizanje niţih cena.

Pored navedenog, primena visoko legiranih i obojenih materijala trebalo bi da bude

svedena na najmanju meru, a umesto njih da se koriste konstruktivni čelici uz primenu

plastičnih masa, ukoliko to sile dozvoljavaju. Plastične mase, pored toga što smanjuju teţinu,

mogu znatno da umanje dinamička naprezanja i vibracije. Isto tako one višestruko smanjuju

tehnološko vreme proizvodnje, a time i cenu pojedinih delova, što sa svoje strane omogućuje

zamenljivost delova pri odrţavanju umesto remonta istih.

II.6.1 KLASIFIKACIJA TRANSMISIJE

Zavisno od tipa sklopova koji učestvuju u prenosu snage i transformaciji obrtnog

momenta, transmisije se dele na: mehaničke, hidrostatičke, hidrodinamičke i električne. S

obzirom da hidrodinamičke i električne transmisije samostalno ne daju dovoljnu

transformaciju obrtnog momenta, najčešće se kombinuju u hidromehaničke i elekromehaničke

transmisije.

Mehaniĉke transmisije su postigle najširu primenu s obzirom da su jednostavne po

konstrukciji, poseduju mali gabarit i teţinu a uz to imaju visoku sigurnost u radu. Njihova

glavna odlika je visok stepen korisnosti, po čemu nadmašuju sve ostale transmisije.

Osnovni nedostatak mehaničke transmisije je stepenasta podela prenosnog odnosa, što

ima za posledicu nepotpuno iskorišćenje snage motora, te samim tim niţu vučnu silu i

maksimalnu brzinu, odnosno vreme postizanja maksimalne brzine. TakoĎe kao nedostatak

smatraju se i teškoće oko automatizacije promene stepena prenosa kada su u pitanju

jednostavni menjači za masovnu proizvodnju.

Danas mehaničke transmisije imaju najveću primenu u vozilima i to praktično od

najmanjih snaga pa do snaga reda veličine 600 kW, sa tendencijom da se ovaj dijapazon

proširi.

Da bi jedna mehanička transmisija mogla da odgovori svojoj svrsi mora u svom

sastavu da ima sledeće elemente: spojnica (kvačilo), menjač stepena prenosa uz koji moţe da

bude pridodat i reduktor, kardansko vratilo (jedno do dva) i pogonski most, koji u svom

sklopu sadrţi: diferencijal, poluosovine (poluvratila) i točkove.

Naravno svi ovi elementi mogu da budu različito razmešteni na vozilu, već prema

svrsi i nameni vozila.

Već je ranije pomenuto da na savremenim vozilima najviše egzistira mehanička

transmisija, zahvaljujući tome što ima visok stepen korisnosti, a uz to je po konstrukciji

jednostavna.

Razdvojna spojnica, čija je svrha da odeli rad motora od rada ostalih delova

transmisije. U tom smislu koriste se mehanička (frikciona) spojnica, češće nazivana kvačilo ili

„kuplung" (nemački izraz-primedba autora) i hidraulična spojnica, različitih sistema i načina

izvoĎenja.

Menjaĉ, koji ima funkciju da podigne vrednost obrtnog momenta motora i da vučnu

karakteristiku vozila što više pribliţi idealnoj vučnoj karakteristici, takozvanoj idealnoj

hiperboli snage. Kod vozila najčešće se koriste menjači sa stepenastim prenosnim odnosima

(4 do 6, a kod transkontinentalnih vozila i do 8 odnosno sa redukcijom ukupno 16).

106

Razdelnik snage. Zavisno od vrste i namene vozila, posle menjača snaga se predaje

kardanskim vratilima kao direktna veza sa pogonskim mostom ili u slučajevima razvoĎenja

pogona na više pogonskih osovina, kada se snaga iz menjača predaje razdelniku snage u čijem

sastavu se najčešće tada nalazi i reduktor. Funkcija istog je da svaki prenosni odnos u

menjaču najčešće udvoji čime se udvostručava i vučna sposobnost vozila na račun brzine

kretanja istog.

Kardanska vratila, čija je svrha da prenese obrni moment od menjača odnosno

razdelnika snage na diferencijal odnosno pogonski most, u čijem sastavu se nalaze i pogonski

točkovi.

Pogonski most u čijem sastavu se nalaze glavni prenosnik (jedan ili dva zupčasta

para sa funkcijom povećanja obrtnog momenta), diferencijal i pogonski točkovi. Osnovni cilj

postojanja pogonskog mosta je da omogući prenos obrtnog momenta odnosno snage na

pogonske točkove, pri čemu diferencijal omogućuje kontinualni prenos snage i u slučajevima

kada se pogonski točkovi obrću različitim obimnim brzinama, na primer pri kretanju vozila u

krivini.

Slika II.6-1 Shema transmisije kod vozila sa pogonom na svim točkovima

1. Motor 2. Spojnica 3. Menjač 4 Razdelnik snage sa srednjim diferencijalom

5. Kardanska vratila 6. Glavni osovinski prenosnik

Zavisno od načina izvoĎenja pogonskog mosta, isti moţe, pored navedene funkcije da

sluţi i kao element za vezivanje sistema oslanjanja vozila za karoseriju, dakle kao jedan od

nosećih delova sistema.

Slika II.6-2. Slika mehaničke transmisije teških vozila sa tri pogonska mosta

1. Motor 2. Spojnica i menjač 3. Razdelnik snage

4. Kardanska vratila 5.Pogonski mostovi

107

Hidromehaniĉke transmisije primenjuju se na svim većim vozilima kod kojih se

zahteva veći stepen automatizacije, odnosno veći konfor voţnje.

Čisto hidraulične transmisije su sposobne da potpuno automatski i kontinualno

menjaju prenosne odnose u dijapazonu 2 2,5 u skladu sa otporima kretanja, a pri

zadovoljavajućem stepenu korisnosti. Kako za vozila pomenuti dijapazon promene prenosnog

odnosa nije dovoljan, u cilju njegovog proširenja, u sastav hidraulične (hidrodinamičke)

transmisije uključuje se mehanički menjač sa 2 3 stepena prenosa, te se stoga i ovakva

transmisija i naziva hidromehanička.

Slika II.6-3. Shematski prikaz hidrostatičke transmisije

1. hidrostatička pumpa 2. cevovodi 3.razdelnik

4. hidrostatički motor 5. bočni prenos 6. pogonski točak

Kao osnovni nedostatak hidromehaničke transmisije smatra se niţi stepen korisnosti

od mehaničke, a uz to komlikovanija konstrukcija, koja je samim tim i skuplja. Za hlaĎenje

ulja u transmisiji moraju se izvesti sloţeni sistemi hlaĎenja, što dovodi do povećanja gabarita

i teţine cele transmisije.

Što se područja primene tiče, isto zavisi pre svega od vrste hidro agregata. Tako npr.

čisto hidraulični prenosnici primenjuju se od najmanjih snaga pa do 200 kW i to kao

hidrostatički agregati. No, i kod ovih, pri većim snagama postaju vidniji nedostaci

hidrostatike, pa se primenjuje kombinacija hidrodinamičke i mehaničke transmisije, koja se

skraćeno zove hidromehanička, čije se područje primene proširuje i do 1500 kW.

Elektromehaniĉke transmisije slične kao i hidromehaničke, sposobne su da

automatski i kontinualno menjaju prenosne odnose do 3. Zato je i ovde, kao dopuna sistemu

regulacije elektromotora, potreban mehanički reduktor sa 2 3 stepena prenosa, zbog

proširenja dijapazona. Osnovna odlika elektrotransmisije je lakoća i jednostavnost

upravljanja.

Osnovni nedostatak ove transmisije je veliki gabarit, teţina, veliki utrošak obojenih

metala i komplikovanost regulacije, što za sobom povlači i povećanje cene ove transmisije.

Dijapazon snaga za ovu vrstu transmisije je dosta visok i kreće se praktično od 100

kW, dok gornja granica nije limitirana, tako da se danas grade elektro lokomotive od 6000

kW. Ako se primeni potpuno nezavisni sistem (dizel motor - generator – elektromotori), snaga

retko prelazi veličinu od 2000 kW, zbog glomaznosti konstrukcije.

108

Na drumskim vozilima elektro transmisija se primenjuje uglavnom na teškim vučnim

vozilima (nosači tenkova, damperi i slična), gde snaga ne prelazi vrednost od 500 kW.

Slika II.6-4 Shematski prikaz elektromehaničke transmisije

1. generator struje 2. komandno- regulacioni sklop

3. elektro motor 4. bočni prenos

Na osnovu navedenih dijapazona upotrebe, nije teško zaključiti da se područja

primene prema snazi u velikoj meri poklapaju, te razne vrste prenosnika konkurišu jedan

drugom. Ako se uporede cene koštanja neke od navedenih vrsta transmisije sa mehaničkim,

pod uslovom jednakog ponašanja u eksploataciji, razlika nije velika, ali ipak postoji, te se daje

prednost mehaničkoj transmisiji. Ako se pri tom uzme u obzir i stepen iskorišćenja, koji se

nesumnjivo mora računati i uz to troškovi odrţavanja i opravki, prednost mehaničkih i

hidromehaničkih (za veće snage) postaje znatna, te je to ustvari i razlog njihove masovne

primene na drumskim vozilima.

109

II. 7. ODREĐIVANJE POLOŢAJA TEŢIŠTA

Poloţaj teţišta vozila predstavlja jednu od bitnih konstruktivnih karakteristika vozila s

obzirom da ova konstruktivna karakteristika ima veliki uticaj na vučne karakteristike i

stabilnost kretanja vozila. U fazi projektovanja vozila, konstruktori pokušavaju da

postavljanjem pojedinih agregata i sklopova, rasporede teţinu tako da teţište vozila bude u

poduţnoj ravni simetrije vozila. Po sklapanju prototipa, jedna od prvih postupaka ispitivanja

je odreĎivanje poloţaja teţišta. Velika odstupanja poloţaja teţišta od ravni simetrije nisu

dozvoljena, tako da se mora izvršiti bolji razmeštaj agregata i sklopova sve dotle dok se ne

dobije neznatna "ekscentričnost".

II.7. 1 OdreĊivanje popreĉnih koordinata teţišta

Poloţaj poprečnih koordinata teţišta, odnosno odstupanje od poduţne ravni simetrije

(e), moţe da se odredi relativno lako, merenjem teţine celog vozila (G) a potom reakcija tla

na teţine koje padaju na točkove na levoj (Gl) i desnoj (Gd) strani vozila.

Slika II.7-1 Skica za odreĎivanje poprečnih

koordinata teţišta

Iz momentne jednačine

2 0dG s G s e (II.1)

110

sledi ekscentričnost teţišta od ose simetrije

21dG

e sG

(II.2)

II.7.2 OdreĊivanje poduţnih koordinata teţišta

OdreĎivanje poduţnih koordinata teţišta, odnosno odstojanja tačke teţišta od prednje i

zadnje osovine, moţe da se odredi relativno lako, merenjem teţine celog vozila (G) a potom

reakcija tla na teţine kojima su opterećene prednja (Gp) i zadnja osovina (Gz).

Postavljanjem jednačina

i pz

p z

G lG ll l

G G

(II.3)

dobijaju se odstojanja teţišne tačke u odnosu na prednju i zadnju osovinu, pri čemu je

meĎuosovinski razmak l = lp + lz.

Ovakav način odreĎivanja poduţnih i poprečnih koordinata teţišta moţe da se koristi

kako za slučaj da su prednji i zadnji točkovi jednaki, tako iz kada su ovi točkovi različitih

dimenzija (kao na primer kod traktora).

Slika II.7-2 Skica za odreĎivanje poduţnih koordinata teţišta

II.7.3 OdreĊivanje visine teţišta

OdreĎivanje poloţaja visine teţišta od tla u principu se vrši kao i u prethodnim

eksperimentima s tim što se jedna od osovina (prednja ili zadnja) odiţe na neku visinu H, koja

bi trebalo da bude po mogućstvu što viša. Radi anuliranja ugiba na sistemu za ogibljenje,

potrebno je da se svi gibnjevi blokiraju.

111

Slika II.7-3 Skica za odreĎivanje visine teţišta podizanjem prednjih (zadnjih)

točkova kada su prečnici prednjih i zadnjih točkova isti

Iz momentne jednačine u odnosu na tačku oslonca prednjih točkova sledi:

'cos sin cos 0p T s zG l G h r G l (II.4)

Pri čemu su:

- ugao nagiba vozila u odnosu na horizontalnu ravan

hT - visina tačke teţišta

rs - statički poluprečnik točka

G, Gz - teţina vozila odnosno reakcija tla od teţine zadnje osovine (ova veličina

se meri na vagi kada je vozilo u horizontali) '

zG - teţina koja pada na zadnju osovinu, kada je vozilo podignuto (ova

veličina se meri na vagi sa podignutim zadnjim točkovima)

Iz gornje jednačine ravnoteţe sledi visina teţišta hT :

'

1zT s p

z

Gh r l ctg

G

odnosno

'

z zT s

G Glh r

G tg

(II.5)

pri čemu je H

tgl

odnosno H

arctgl

(II.6)

112

Slika II.7-4 Skica za odreĎivanje koordinata teţišta kada su prečnici

prednjih i zadnjih točkova isti

Ukoliko se za merenje visine teţišta vrši podizanjem leve ili desne strane vozila, kao

na slici II.7.5, pod uslovom da su prednji i zadnji točkovi istih dimenzija, iz momentne

Slika II.7-5 Skica za odreĎivanje visine teţišta podizanjem levih (desnih)

točkova kada su prečnici prednjih i zadnjih točkova isti

jednačine za tačku oslonca levih točkova i iz uslova da je

'2 2 coss s i , cos sinTa a h (II.7)

sledi ' 2 cos cos

sin

dT

G s Gh

G

(II.8)

113

Za slučaj da je teţište na sredini poprečne ose, to jest kada je a = b = s

'

12

2

dT

Gh s ctg

G

(II.9)

Prema slici II.7.5 jasno sledi da su za ugao β funkcije sin β, cos β i ctg β

sin 2

H

s

2 'cos

2

s

s

2 'sctg

H (II.10)

Vrednosti H, 2s i 2s’ se dobijaju direktnim merenjem nakon izdizanja točkova.

U slučaju da su točkovi na prednjoj i zadnjoj osovini različitih prečnika, kao na primer

kod poljoprivrednih traktora, odreĎivanje visine teţišta vrši se izdizanjem prednjih točkova, i

merenjem teţine koja „pada“ na zadnje točkove, dakle u svemu prema skici II.7.6.

Visina teţišta se izračunava prema jednačini II.11

' cos sinsin cos

sin

sz sp zz sp

T

r r l lG l G r

hG

(II.11)

Slika II.7-6 Skica za odreĎivanje visine teţišta kada su prečnici

prednjih i zadnjih točkova različiti

Naravno pre podizanja jedne od osovina, potrebno je odrediti poduţne koordinate

teţišta (lp, lz).

Ugao se ima kao = 1 + 0

pri čemu su: 0

sz spr rarctg

l

i 1 0arcsin cos

H

l (II.12)

rsp - statički poluprečnik prednjih točkova

rsz - statički poluprečnik zadnjih točkova

114

III. POGONSKI AGREGATI

Kako je već rečeno, pod pogonskim agregatima se uobičajeno naziva ureĎaj, koji daje

vučnu silu i pogonsku snagu vozilu. S obzirom da se radi o ureĎaju koji neku vrstu energije

prevodi u mehanički rad, takav ureĎaj se opšte naziva - motor.

Sa aspekta kako motori koriste energiju, postoje dve osnovne grupe pogonskih motora

pogodnih za korišćenje u motornim vozilima:

- motori koji vrše transformaciju neke vrste energije u mehanički rad i

- motori koji koriste akumuliranu energiju.

U tom smislu postoji više različitih klasifikacija motora, ali najčešće korišćena i

najvaţnija je ona koja klasifikuje motore prema tome koja se energija prevodi u mehanički

rad, tako da se, uopšteno govoreći, moţe govoriti o sledećim vrstama:

Toplotni motori, sa svojim podvrstama

- toplotni motori sa spoljnim sagorevanjem, odnosno

parni motori, sa svoje dve podvrste

- klipni parni motori (mašine),

- parna turbina,

-stirling motor

- toplotni motori sa unutrašnjim sagorevanjem, sa svojim podvrstama

- gasne turbine,

- propulzivni ili češće zvani mlazni motori,

- klipni motori, sa podvrstama

- klipni motori sa aksijalnim klipovima (klipni motori SUS),

- klipni motori sa rotacionim klipovima, tako zvani Vankel

(Wankel) motori,

Elektro motori sa svojim podvrstama

- elektro motori sa stacionarnim sistemima prenosa električne energije,

- elektro motori jednosmerne struje,

- elektro motori naizmenične struje,

- elektro motori sa mobilnim izvorima električne energije,

- akumulatorski elektro motori,

- elektro motori sa gorivim ćelijama,

Hidro motori

Pneumatski motori

Od navedenih vrsta motora neki su motori pogodni za korišćenje u vozilima i koriste

se, kao na primer toplotni i elektro motori, dok se pneumatski i hidro motori ne koriste u

vozilima kao glavni pogonski agregati, već obično za pogon pomoćnih ureĎaja na vozilu.

Kao glavni pogonski agregat vozila, istorijski gledano, u početku je dominirala parna

mašina, kao jedna vrsta toplotnih motora, a potom, sve do poslednje decenije XIX. veka

elektromotori jednosmerne struje sa akumulatorom kao izvorom električne energije.

Pronalaskom motora sa unutrašnjim sagorevanjem, bez ikakve rezerve rečeno, od tada do

danas, kada se govori o pogonskim sistemima vozila, u principu se misli i govori samo o

toplotnim motorima sa unutrašnjim sagorevanjem i to grupi klipnih motora.

115

Naravno, ljudski ume ne miruje, a gonjen zahtevima koji se postavljaju pred vozila i

motore, ali i zahtevima očuvanja zdravlja čoveka i njegove okoline, u budućnosti se očekuje

dominacija elektromotora.

Svestrano uporeĎenje parametara motora koji su mogući za svrsishodno korišćenje je

vrlo sloţeno i moguće ga je izvršiti sa mnogo različitih aspekata. Stoga će se u daljem

razmatranju biti opisani osnovni zahtevi koji se postavljaju pred motore i koji odmah

eliminišu neke od gore navedenih vrsta sa aspekta primene u vozilima.

III.1 Uskladištenje energije

S obzirom da su drumska motorna vozila autonomni transportni sistemi, jedna od

bitnih osobina je specifična energije (gustina energije) kojom isto raspolaţe za svoje kretanje

i specifična snaga (gustina snage) koja moţe da se koristi u tu svrhu. Za prikaz ovih osobina

najčešće se koristi takozvani “Ragone dijagram”. Primer ovog dijagrama dat je na slici III.1-1.

Iz predloţenog dijagrama jasno moţe da se zaključi da:

- Razne vrste elektrohemijskih akumulatora (baterije) imaju ograničene mogućnosti

uskladištenja energije i odavanja snage, te samim tim i mali radijus kretanja vozila za

današnje potrebe ljudi i privrede.

- Superkondenzatori omogućuju odavanje velike snage u kratkom vremenu, ali su

mogućnosti akumulacije energije skromne.

- Gorive ćelije se po količini uskladištene energije pribliţavaju gorivima na bazi

naftinih derivata, ali još uvek zaostaju u pogledu odavanja dovoljne snage. Pored toga, u

današnjim uslovima, njihov tehnološki nivo razvoja, pa stoga i cena, je veliki ograničavajući

faktor.

Slika III.1-1 PoreĎenje specifičnih energija i

snage različitih nosilaca energije

116

- Goriva na bazi derivata nafte imaju vrlo visoku specifičnu energiju, odnosno

energetsku gustinu, uz sposobnost odavanja velike snage, tako da prema današnjem

„merilima“ ona daju toplotnim motorima znatno veću mogućnost primene i stoga su još uvek

daleko nadmoćnija po svojoj upotrebljivosti u drumskim motornim vozilima u odnosu na sve

ostale energente.

- Postoje pokušaji da se zamajci koriste kao jedan vid akumulatora energije, meĎutim

dinamičke sile i kinematički pritisci koji se javljaju pri kretanju vozila, čine zamajac

neupotrebljivim za drumska motorna vozila, mada oni mogu da odaju veću snagu od baterija,

ali imaju manju gustinu energije, tako da je njihovo korišćenje moguće samo u kratkom

vremenu u stacionarnim uslovima, bez obzira u koju se svrhu koriste.

III.2 Karakteristike pogonskog agregata koje su povoljne za korišćenje u

vozilima

Proces izbora pogonskog agregata ne moţe da se posmatra odvojeno od transmisije

vozila, s obzirom da su ove dve mehaničke grupe i ako sa različitim zadacima, nerazdvojivo

povezana u procesu odlučivanja.

U procesu projektovanja vozila, prilikom izbora pogonskog motora postavljaju se

početni uslovi: kolika je potrebna vučna sila na pogonskim točkovima za savlaĎivanje

najvećih otpora koje vozilo treba da savlada u eksploataciji (F) i drugi uslov - najveća brzina

kojom bi vozilo trebalo da se kreće (v). Uobičajeno je to brzina koja se postiţe na

horizontalnom putu (bez uspona) sa malim otporima kotrljanju.

Kod teretnih vozila, za izračunavanje potrebne snage uzima se najveća vučna sila koja

treba da se ostvari na svim pogonskim točkovima, pod punim opterećenjem vozila na

najvišem predviĎenom usponu. Naravno, pri tome se ne predviĎa velika brzina kretanja, ali ne

i suviše mala, kako se ne bi kočio ostali saobraćaj.

Kod putničkih vozila, najveća snaga se dobija iz uslova otpora na horizontalnom putu,

pri maksimalno predviĎenoj brzini. Dakle, potrebna snaga na točkovima iznosi

WtP F v (III.2.1)

pri čemu se vučna sila (F) izraţava u [N], a brzina kretanja (v) u [m/s].

Odmah je potrebno napomenuti da je za definisanje snage motora neophodno

snagu na točkovima uvećati za veličinu gubitaka u sistemu prenosa snage (transmisiji) vozila:

te

T

PP

(III.2.2)

Podsetimo se još da izmeĎu efektivne snage motora (Pe = PeM) i obrtnog momenta momenta

motora (TM = TeM) postoji relacija

e eM eMP T odnosno 30

Me eM

nP T

(III.2.3)

Očigledno je da izbor snage motora prema izrazima (III.2.1) i (III.2.3) zavisi od

predviĎene maksimalne brzine kretanja i otpora kretanju pri toj brzini, tako da su uslovi

kretanja vozila veoma različiti. Veliki otpori pri polasku, dakle pri malim brzinama, zahtevaju

veliku vučnu silu na pogonskim točkovima. Ovo direktno znači da se od pogonskog agregata

traţi da na malim brzinama, odnosno malim brojevima obrtaja, razvijaju veliki obrtni

moment, dok se pri velikim brzinama zahteva i veliki broj obrtaja na pogonskom točku. Sa

druge strane, pri kretanju maksimalnom brzinom, pretpostavlja se da će se vozilo kretati po

117

horizontalnom putu bez ubrzanja, tako da se kretanju vozila suprotstavlja samo otpor

kotrljanja Rf i otpor vazduha Rv. Oba ova otpora rastu sa brzinom, pri čemu se otpor vazduha

menja čak sa kvadratom brzine.

Pri kretanju brzinama manjim od maksimalne, vozilo raspolaţe viškom snage, koju

moţe da koristi za savlaĎivanje ostalih otpora, na primer otpora ubrzanju Ri i otpora uspona

puta Rα.

Očigledno je da će vozilo imati bolje mogućnosti ubrzanja ukoliko je maksimalna

snaga motora raspoloţiva u što širem području broja obrtaja motora, drugim rečima, počev od

malih brojeva obrtaja. Najbolje mogućnosti ubrzanja i savlaĎivanja uspona imaće svakako

motor koji u celom dijapazonu broja obrtaja ima konstantnu i to maksimalnu snagu.

Na slici III.2-1 su prikazana dva uobičajena načina predstavljanja potrebne radne

karakteristike motora.

Dakle, uslovi puta, iz uslova racionalnog iskorišćenja snage motora, zahtevaju da se

snaga motora racionalno koristi, odnosno da je P F v const , što u principu znači da bi

kriva obrtnog momenta pogonskog agregata, za uslov konstantne snage u celom dijapazonu

brojeva obrtaja, trebalo da bude idealna hiperbola. Upravo iz tih razloga ona se i zove

"idealna hiperbola vuče“.

Slika III.2-1 Potrebna radna karakteristika pogonskog agregata

a) zavisnost snage motora od broja obrtaja i

b) zavisnost obrtnog momenta motora od broja obrtaja

MeĎutim, sa aspekta mogućnosti prenošenja vučne sile na tlo točkovima, postoji

ograničenje iskazano athezionom silom, odnosno uslovno rečeno silom trenja točkova o tlo,

koje zavisi od koeficijenta prianjanja i vertikalne reakcije tla na pogonske točkove. Drugim

rečima rečeno, sila vuče na točkovima ne moţe da bude veća od athezione sile. Iz tih razloga

je ograničen i iskoristivi obrtni moment motora na točkovima (T0), od koga zavisi vučna sila

na pogonskim točkovima (F0).

0 0 dT F r (III.2.4)

Iskazano matematičkim rečnikom, shodno iskazanom ograničenju, maksimalni obrtni

moment na točku (Tomax) bi mogao da bude:

maxo pt dT Z r (III.2.5)

pri čemu su:

μ [ - ] - koeficijent prianjanja točka o kolovoz

Zpt [ N ] - vertikalna reakcija tla na pogonske točkove

rd [ m ] - dinamički poluprečnik točka

Obrtni moment To na pogonskim točkovima vozila, koji se od zamajca motora do

točkova prenosi uvećan za prenosne odnose u menjaču (im), reduktoru (ir) (ukoliko ga vozilo ima),

118

glavnom pogonskom mostu (ipm) i bočnim reduktorima (ibr) (ukoliko ga vozilo ima) i redukovan za

stepen korisnosti transmisije (ηT)

0 M m r pm bp TT T i i i i (III.2.6)

Iz gornje jednačine sledi da je i maksimalna snaga na točku (Ptmax)

max 0max30

tt

nP T

to jest

max30

tt pt d

nP Z r

(III.2.7)

Odnosno efektivna snaga na izlaznom vratilu motora

max30

te pt d T

nP Z r

(III.2.8)

Iz navedenog sledi da bi grafički prikaz maksimalne snaga motora koja bi mogla da se

prenese točkovima vozila, izgledao kao na slici III.2-2.

Prekoračenje snage, odnosno momenta motora, datih na dijagramu III.2-2 nije

svrsishodno i rezultiraće proklizavanjem točkova, što je u svakom slučaju nepoţeljno.

Slika III.2-2 Maksimalna snaga koja bi teorijski mogla da se prenese

točkovima ograničena athezionom silom

Integracijom dijagrama sa slika III.2-1 i III.2-2 dobija se "idealna" karakteristiku

snage i momenta pogonskog motora sa aspekta maksimalnih performansi vozila. Ova

karakteristika motora data je na slici III.2-3.

Slika III.2-3 Idealna (poţeljna) karakteristika snage i momenta

pogonskog agregata kod vozila

119

Navedeni dijagram istovremeno predstavlja sva tri ograničenja karakteristika

pogonskog motora – uslovi prianjanja vozila na tlo, kretanje bez proklizavanja točkova i

maksimalna brzina vozila sa aspekta maksimalnog broja obrtaja pogonskog agregata.

III.3 ANALIZA POGONSKIH KARAKTERISTIKA POJEDINIH AGREGATA

Istorijski gledano, kako je još u uvodnom delu ovog poglavlja rečeno, u vozilima su

korišćeni, ili se i danas koriste i istraţuje mogućnost primene praktično svih vrsta motora.

Prema sadašnjem stanju tehnike, poštujući i uslove sa aspekta skladištenja energije,

što je opisano u tački III.1, za primenu u vozilima najpogodnije su sledeće pogonske mašine:

toplotni motori sa spoljnim sagorevanjem, odnosno

klipna parna mašina,

parna turbina i

Stirling motor,

toplotni motori sa unutrašnjim sagorevanjem, sa svojim podvrstama

gasne turbine,

klipni motori,

klipni motori sa rotacionim klipovima (Wankel),

Elektro motori sa mobilnim izvorima elektriĉne energije - elektro motori u kombinaciji sa hemijskim akumulatorima,

- elektro motori u kombinaciji sa generatorom struje gonjenim motorom SUS

- elektro motori sa gorivim ćelijama,

III.3.1 Klipna parna mašina kao pogonski agregat vozila

Pronalaskom parne mašine od strane Dţemsa Vata (James Watt, patent iz 1769.

godine, prototip 1777. godine) moţe slobodno da se kaţe da je izazvana industrijska

“revolucija” i prelaz sa manufakturne na industrijsku proizvodnju. Ona je bila prvi pogonski

agregat vozila (upotrebljena kao pogonski agregat na prvom drumskom vozilu 1769. godine u

Francuskoj - vidi poglavlje istorijat), da bi pronalaskom klipnog motora sa unutrašnjim

sagorevanjem krajem IXX. veka, počela da gubi primat u vozilima, ali se kao glavni agregat

na lokomotivama zadrţala čak do druge polovine XX. veka). TakoĎe je činjenica da je parni

autobus prevozio putnike još 1825. godine, a parni automobil braće Stanley je 1906. godine

postavio svetski rekord u brzini od 196 km/h. Prema ranije vršenim analizama, oko 1900.

godine 40% vozila proizvedenih u Francuskoj i SAD bila su sa parnim pogonom.

Osnovna ideja tvorca parne mašine, koja je zadrţana i danas, bila je da se u parnom

kotlu, kao izdvojenom ureĎaju stvara vodena para, koja moţe da sadrţi vlagu – tako zvana

vlaţna para, ili voda moţe potpuno da ispari, čime se dobija suva para. Daljim zagrevanjem

suvozasićene pare dobija se pregrejana para. Para bi se dalje sprovodnim cevima odvodila u

cilindar parne mašine, a razdelnim sistemom odvodila da dejstvuje sa jedne a potom sa druge

strane klipa i time prevodila potencijalnu energiju pare u translatorno kretanje klipa i ostalih

delova klipnog mehanizma.

120

Slika III.3-1. Rankinov termodinamički

ciklus

Legenda:

1 - 2 adijabatsko dovoĎenje vode

pomoću pumpe u kotao visokog

pritiska,

2 - 3 izobarsko grejanje vode

do temperature isparavanja,

3 - 4 izobarsko isparavanje vode,

4 - 5 izobarsko pregrevanje pare,

5 - 6 adijabatska ekspanzija pare u

parnoj mašini (u praksi

politropska)

6 - 1 izobarska i izotermska)

kondenzacija pare u kondenzatoru

do tečnog agregatnog stanja (vrela

voda)

Rad parne mašine kao toplotnog motora sa spoljnim sagorevanjem, zasniva se na

termodinamičkom ciklusu Rankina, slika III.3-1.

Samim tim što je vodena para, kao radni medijum, dejstvovala najčešće naizmenično,

sa obeju strana klipa, parne mašine su se uglavnom izvodile kao klipni mehanizam sa

ukrsnom glavom.

Snaga ovih mašina zavisila je pre svega od vrste pare (vlaţne ili suve). Prilikom

primene vlaţne pare, energija je zavisila samo od pritiska, dok kod zasićene - pregrejane pare,

temperatura ne zavisi od pritiska, odnosno za svaki pritisak moţe da ima različitu temperaturu

pa time i energiju.

Osnovni elementi parne mašine su:

- parni kotao, kao izvor i podizač energetskog nivoa radnog medijuma - vodene pare

i

- klipna parna mašina kao transformator toplotne u mehaničku energiju

- kondenzatorsko postrojenje, kako bi postojao zatvoreni krug kretanja vode - pare

Sa aspekta primene u vozilima, vučna karakteristika parne mašine (slika III.3-2) je

veoma bliska idealnoj karakteristici datoj na slici III.6-2, meĎutim veliki gabarit i mala

specifična snaga su upućivale parne mašine samo za stacionarni pogon ili pak u

lokomocionim postrojenjima gde gabarit i masa postrojenja nije od bitnog uticaja, kao na

primer u brodovima i lokomotivama.

Parni kotao

Klipna parna mašina

Slika III.3-2 Elementi parne mašine

121

Slika III.3-3 Tipična vučna karakteristike parne mašine

Parna mašina, samim tim što ima mogućnost da vodena para, kao radni medijum,

dejstvuje naizmenično, sa obeju strana klipa i što je tok krive obrtnog momenta vrlo sličan

idealnoj hiperboli vuče (visok obrtni moment na malim brojevima obrtaja, a potom, sa

porastom brojeva obrtaja, moment opada), veoma je zahvalna za primenu u lokomocionim

mašinama. Pokretanje iz stanja mirovanja i regulacija snage se lako izvodi upuštanjem veće ili

manje količine pare u cilindar, tako da klasičan menjač i spojnica u transmisiji nisu potrebni.

Glavni razlog što nije više u upotrebi, kako je već rečeno, je relativno mali stepen korisnosti i

suviše veliki gabarit celog postrojenja (kotao, sprovodni cevni aparat, klipno- cilindarski deo

parne mašine, veliko skladište goriva).

Slika III.3-4 Shema kompletnog sistema parne mašine

I. Parna klipna mašina II. Parni kotao III. Kondenzaciono postrojenje

1. Ložište 2. Produkti sagorevanja 3. Pregrejač pare

4. Rezervoar napojne vode 5. Napojna pumpa 6. Parovod

7. Parni klipni motor 8. Pumpa za rashladnu vodu kondenzatora

9. Kondenzator 10. Vakum pumpa

122

Zbog svojih prednosti bilo je pokušaja da se parna mašina ponovo “oţivi”, te je kao

rezultat jednog istraţivačkog projekta, godine 2000. napravljena parna mašina namenjena

vozilima (III.3-5) sa sagorevanjem u poroznoj sredini, koja je čak prevazilazila najstroţije

uslove o emisiju izduvnih gasova (kalifornijski test). MeĎutim za sada je ostala samo kao

eksperimentalni pokušaj.

Slika III.3.5

Shema funkcije i

principa rada

eksperimentalne

savremene parne

mašine namenjene

vozilima

Tabela III -1 Prednosti i nedostaci parne mašine

Prednosti parne mašine Nedostaci parne mašine

- svegorivost

- dobra karakteristika obrtnog momenta

- jednostavna izrada i ne zahteva visoko

stručne opsluţioce

- niska proizvodna cena

- mala emisija štetnih komponenata

- dug radni vek

- laka regulacija snage

- velika specifična teţina (mala specifična

snaga)

- veliki gabarit celog sistema

- velika potrošnja goriva i mali efektivni

stepen korisnosti (do 20%)

- potrebno pripremno vreme za puštanje u

rad

III.3.2 Gasno turbinski motor kao pogonski agregat vozila

Gasno turbinski motor, uobičajeno nazvano gasna turbina, spada u grupu toplotnih

motora sa unutrašnjim sagorevanjem stoga što se kao radni medijum koriste sagoreli gasovi, a

takoĎe ima sva četiri procesa (usisavanje, sabijanje, sagorevanje i ekspanzija i izduvavanje),

kao i klasičan motor unutrašnjeg sagorevanja, samo što se svi procesi odvijaju jednovremeno,

ali na različitim mestima.

Rad gasnih turbina se zasniva na termodinamičkom Dţulovom (Joule) odnosno

Brajtonovom (Brayton) ciklusu, slika III.3-6.

123

Slika III.3-6 Radni proces gasne turbine

(Brajtonov ili Dţulov ciklus)

1 - 2 adijabatsko sabijanje,

2 - 3 izobarsko dovoĎenje toplote Q23,

3 - 4 adijabatsko širenje,

4 - 1 izobarsko odvoĎenje toplote Q41

U principu u primeni su gasne turbine sa jednim vratilom (singl shaft) i gasna turbina

sa dva vratila (twin shaft), od kojih svaka ima svoje prednosti i nedostatke. MeĎutim, shodno

funkcionalnoj shemi, razlikuje se princip funkcionisanja jednoosovinskog od dvoosovinskog

gasno turbinskog motora (slika III.3-7).

Kod obe vrste gasno turbinskih motora gorivo kontinualno sagoreva u komori za

sagorevanje, u koju se dovodi sabijeni vazduh iz radijalnih kompresora, koji atmosferski

vazduh sabija do pritiska od oko 4 bar, pri čemu isti dostiţe temperaturu od oko 230 0C.

Ovako zagrejani vazduh za sagorevanje se u meĎuhladnjaku pre ulaska u komoru za

sagorevanje hladi do oko 100 0C kako bi se povećala gustina, a potom odvodi do višestepenih

kompresorskih kola visokog pritiska, odakle izlazi sa pritiskom od oko 16 bar i temperaturom

od 330 0C. Iz kola visokog pritiska vazduh se sprovodi kroz rekuperator, gde se dogreva do

temperature od oko 540 0C i tek tako zagrejan uvodi u komoru za sagorevanje, tako da izlazni

gasovi dostiţu temperaturu od oko 1100 0C i pritisak 4 do 5 bar. Upravo stoga što se

sagorevanje odvija uvek sa viškom vazduha, izduvni gasovi imaju znatno manje štetnih

izduvnih komponenata od klasičnih klipnih motora SUS.

Slika III.3-7. Shema funkcijonisanja gasne turbine

a) gasna turbina sa jednim vratilom b) gasna turbina sa dva vratila

Dalji princip rada se razlikuje kod jednoosovinskih od dvosovinskih turbina. Kod

jednoosovinske turbine na jednom vratilu su spregnuta oba kola - turbinsko i kompresorsko.

Vreli izduvni gasovi (temperatura do 950 0C) ulaze u turbinsko kolo, u kome se transformiše

toplotna energija u mehanički rad – obrtanje kola, koji se delimično troši na pogon

kompresora, a jasno, veći deo snage je pogonska snaga koja se izlaznim vratilom odvodi do

“korisnika snage”.

124

Kod dvoosovinskog gasno turbinskog motora, radno i kompresorsko vratilo su

razdvojeni i imaju svoja turbinska kola. Vreli izduvni gasovi iz komore za sagorevanje

sprovodnim aparatom (sistem cevovoda) odvode se prvo na kompresorsko kolo, koje stoga

spada u grupu turbinskih kola visokog pritiska, predajući jedan deo svoje energije radijalnom

kompresoru. Iz turbinskog kola visokog pritiska isti gasovi se odvode u turbinsko kolo niskog

pritiska, koje pogoni izlazno - radno vratilo Stoga se vrlo često niskopritisno turbinsko kolo

naziva radnim turbinskim kolom, koje se obrće veoma visokim brojem obrtaja (čak i do

30.000 min-1

).

Slika III.3-8 Princip rada jednoosovinske

gasne turbine

Slika III.3-9 Presek izvedene konstrukcije

gasne turbine

Shodno karakteristici prikazanoj na slici III.3-10, za vozila su se pogodnije pokazale

dvoosovinske gasne turbine, stoga što je tok obrtnog momenta ove gasne turbine blizak

idealnoj hiperboli.

MeĎutim ova turbina ima i svojih negativnih karakteristika, pre svega zbog visokih

brojeva obrtaja na kome radi, usled čega je potrebna velika redukcija istih do točkova. Pored

ovoga gasna turbina nije najbolje primenljiva na malim brojevima obrtaja, koji su potrebni na

primer pri pokretanju vozila iz mesta i na promenljivim reţimima rada. Sa druge strane i

ekonomičnost se takoĎe stavlja pod znakom pitanja s obzirom na visoku specifičnu potrošnju

goriva.

Slika III.3-10 Karakteristike snaga gasne turbine sa jednim i dva vratila

125

Još uvek se vrše eksperimentisanja sa gasnom turbinom kao pogonskim agregatom

vozila i za sada njena primena na vozilima ostaje na nivou pojedinačnih pokušaja sa

maloserijskom proizvodnjom kod teških vozila.

Slika III.3-11 Tipična vučna karakteristika dvoosovinske gasne turbine

Naime, 60-ih godina prošlog veka u američkim tenkovima Abrams M1 je ugraĎivana

gasna turbina snage 1100 kW, firme “Avco Lucoming”, mada je činjenica da je u novijim

verzijama ovih tenkova ponovo za pogonski agregat upotrebljen klasičan dizel motor.

Tabela III -2 Prednosti i nedostaci gasne turbine

Prednosti gasne turbine Nedostaci gasne turbine

- Povoljne ekološke karakteristike i

potpuno

sagorevanje goriva bez NO i CO

- Mogućnost korišćenja različitih goriva

različitog energetskog potencijala

- Povoljan oblik krive obrtnog momenta

- Vrlo ravnomeran i miran rad kao posledica

kontinualnog procesa sagorevanja i dobre

uravnoteţenosti obrtnih masa

- Dug radni vek

- Manja masa od motora SUS iste snage

- Nepotrebno hlaĎenje tečnošću

- Veća pouzdanost u eksploataciji

- Jednostavnija konstrukcija

- Manja potrošnja maziva od motora SUS

- Visoka cena proizvodnje

- Visoka specifična potrošnja goriva (manji

stepen korisnosti)

- Nepovoljne karakteristike na malim

brojevima obrtaja i pri prelaznim reţimima

- Visoka redukcija do pogonskih točkova

- Visoka buka i veliki protok vazduha

- Visoka toplotna zaštita i zaštita od visokih

tonova, koja ujedno povećava gabarit

- Nemoguće kočenje motorom

- Kašnjenje ubrzanja odnosno odziva na

komandu

- Velika potrošnja vazduha koja uzrokuje

velike prečistače i dimenzije cevovoda,

koji

takoĎe povećavaju gabarit

126

Slika III.3-12 Shema principa rada dvoosovinske gasne turbine za teretna vozila

Slika III.3-13 Dvoosovinska gasna turbina namenjena vozilima

Snaga 276 kW; masa 760 kg

127

III.4 Vozila sa elektro pogonom

Elektromotor sa akumulatorom, kao izvor energije, predstavlja osnovu od koje se

polazi u razmatranjima elektromotornog pogona vozila. Činjenica je da je ovakva

kombinacija bila prisutna u Americi još od otkrića elektromotora 1837. godine od strane

Thomasa Davenporta. TakoĎe, već 1842. godine u Engleskoj je patentiran automobil sa

elektromotorom koji se napajao strujom iz akumulatora.

Upravo zbog skromnih kapaciteta akumulatora, elektromotorna vozila imaju relativno

mali radijus kretanja. UvoĎenjem takozvanog hibridnog pogona, dakle u kombinaciji sa

klasičnim motorom SUS, a uvodeći i aspekt ograničenih količina fosilnih goriva, ovakvim

vozilima se predviĎa budućnost.

Tabela III -3

JEm AEm SEm TSEm SREm TFEm*

Stepen korisnosti - - + + + + + + +

Maksimalni broj obrtaja - - + + + + + + - -

Gabarit - - + + + + + -

Masa (teţina) - - + + + + + +

HlaĎenje - - + + + + + + +

Troškovi odrţavanja - + + - - - + + - -

Cena - + + - - - + + - -

JEm- Elektromotor jednosmerne struje; AEm- Asinhroni elektromotor; SEm-

Sinhroni elektromotor sa stranom pobudom; TSEm- Sinhroni elektromotor sa

trajnim magnetom: SREm-Sinhroni reluktantni motor; TFEm – Transferzalni

elektromotori

-: loše; - -: jako loše; +: dobro ++: veoma dobro

Slika III.4-1 Elektromotor - generator DC/DC za električni automobil

Tabela III.4 Karakteristike različitih tipova baterija

Vrsta batetrije

Specifiĉna energija

2 sata praţnjenja

Specifiĉna snaga

5 min

Napon po

ćeliji

Radna

temperatura

Stepen

korisnosti Vek trajanja Cena/kWh

za 104 sati

godišnje

Wh/kg Wh/l W/kg W/l V 0C % Ciklusa Godina €

Olovo- olovo oksid 30 ÷ 50 70 ÷120 150 ÷ 400 350 ÷ 1000 2 -10 ÷ 55 55÷ 60 500 ÷ 1000 3 ÷5 <75* ÷ 150

Nikl -kadmijum 40 ÷ 60 80 ÷ 130 80 ÷ 175 180 ÷ 350 1,35 -20 ÷ 45 55 ÷ 60 > 2000 3 ÷10* <225* ÷ 350

Nikl - Metalhidrid 60 ÷ 80 150 ÷ 200 200 ÷ 300 400 ÷500 2,08 -20 ÷ 45 55÷ 60 500 - 1000 5 ÷10* <225* ÷ 300

Natrijum - Niklhlorid 60 ÷ 80 150 ÷ 175 ~ 155 ~ 255 2,58 -20 ÷ 45 55 ÷ 65 800 ÷ 1000 5 ÷ 10* <225* ÷ 300

Litijum jonske 90 ÷ 120 160 ÷ 200 ~ 300 ~ 300 3,8 -20 ÷ 60 ? ~ 1000 5 ÷ 10* <200* ÷ 500

Litijum - polimer ~ 150 ~ 220 ~ 300 ~ 450 3,8 -20 ÷ 50 60 ÷ 80 < 1000 - < 225*

Zink - vazduh 100 ÷ 220 120 ÷ 250 ~ 100 ~ 120 1,75 -5 ÷ 45 65 ÷ 75 800 ÷ 1000 - 60*

Cilj kome se teţi* 80 ÷ 200 135 ÷ 300 75 ÷ 200 250 ÷ 600 - -20 ÷ 50 60 ÷ 80 600 ÷ 1000 5 ÷ 20

1. Za sve vrste baterija samopražnjenje je u granicama 0,5-1% na dan, osim za visokotemparaturne baterije kod kojih je oko 7% na dan, kao

energija zagrevanja

2. Vreme punjenja svih baterija pri snazi punjenja od 3,2 kW je oko 7 do 8 sati

Tabela III.5 Pregled karakteristika elektromotornog pogona

Tip elektro motora Cena Stepen

korisnosti

Novo

razvijenosti

Potrebno

odrţavanje

Kvalitet pogonske

karakteristike

Cena regulacione

opreme

Cena reverzije

energije

Redni motor jednosmerne

struje

srednja mali visoka da loša vrlo mala skupa

Motor jednosmerne struje sa

stranom pobudom

visoka osrednji srednja da dobra niska osrednja

Asinhroni motor

niska dobar visoka ne veoma dobra visoka veoma niska

Stalno pobuĊeni sinhroni

motor

srednja dobar srednja ne veoma dobra visoka veoma niska

Sinhroni motor

srednja dobar srednja ne veoma dobra visoka veoma niska

128

129

Kako se iz gore navedene tabele III.3 vidi, idealnog elektromotornog pogona nema,

već svaki od primenljivih elektromotora ima svoje prednosti ali i nedostatke.

Ono što danas ostaje nedovoljno rešeno, to su problemi sa akumulatorima, odnosno

njihovim gabaritom, masama i kapacitetom, dok se smatra da je sam pogon vozila, dakle

elektromotori, prateća regulaciona oprema i oprema za reverziju električne energije,

zadovoljavajuće tehno-ekonomski rešena i da se tu ne očekuju značajni ili nerešivi problemi.

Ključni problem, kako je rečeno, su trenutno baterije iz kojih bi se elektromotori

napajali. Vrste baterija koje bi po današnjim merilima bile pogodne za upotrebu su date u

tabeli III.4 Najviše primenjivane i do sada ispitane su olovne, nikl-kadmijum i baterije na bazi

nikl-metalnog hidrida, dok se ostale vrste još uvek nalaze u razvojnom stadijumu ili je cena

njihove proizvodnje, čak i u velikim serijama, još uvek previsoka.

Slika III.4-2 Tipičan dijagram vuče elektromotora jednosmerne struje

Uopšte uzevši, ekonomičnost baterija je takoĎe još uvek ne zadovoljavajuća

posmatrano kroz cenu iste i mogući broj ciklusa punjenja i praţnjenja. No bez obzira na

velike nepoznanice, ali i trenutnu ne ekonomičnost, koje su prisutne u elektro pogonu u

kombinaciji sa akumulatorima, smatra se da će se uskoro naći zadovoljavajuće rešenje.

Naime, korišćenje akumulatora kao izvora električne energije, trenutno se smatra samo

jednim prelaznim rešenjem, dok se budućnost elektropogona vidi pre svega u gorivim

ćelijama. Ovo se potkrepljuje i velikim napretkom u stvaranju novih materijala (visoko

permaebilni magneti, moderna regulaciona tehnika, kompozitni materijali).

Kako je za male brzine kretanja, prema tabeli III.6 (do 60 km/h, naprimer gradska

voţnja) potrebna i relativno mala angaţovana snaga (7,5 do 9 kW), očigledno je da bi

elektrobaterijski pogon mogao da zadovolji uslove jednog malog gradskog automobila

Tabela III.6 Karakteristike elektrobaterijskog pogona vozila

Brzina vozila [km/h] 32 48 63 80 96 125

Angaţovana snaga [kW] 3 6 11 18 30 60

Napon baterija [V] 24

Jačina struje [A] 125 250 460 750 1250 2500

Napon baterija [V] 400

Jačina struje [A] 7,5 15 28 45 75 150

130

Slika III.4-3 Savremeni elektromobil namenjen gradskoj voţnji

(Think Sity Car - TSC)

Vozne karakteristike TSC vozila:

Broj putnika: 2 Dimenzije: L = 3 m; B =1,6 m ; H = 1,56 m

Masa vozila: 960 kg Dozvoljena ukupna masa: 1130 kg

Maksimalna brzina: 90 km/h Ubrzanje 0-70 km/h: 7 sekundi

Šasija: čelična od profilisanog pozinkovanog lima i vučeni i zavareni profili aluminijuma

Karoserija: Termoplast (Polyethylen)

Krov: ABS plastika Prtljaţnik: 350 l

Karakteristike elektropogona TSC vozila

Baterije: 19 komada NI-Cd (Nikl kadmijum baterije mase 250 kg)

Kapacitet: 11,5 kWh, 100 A

Punjač baterije (interni): 220 V – 16 A; 32,2 kW ; 4-6 sati punjenja do 80 % kapaciteta

Elektromotor: Trofazni, vodom hlaĎen

Maksimalna snaga: 27 kW, napon 114

Dostavno električno vozilo „Mercedes Vito“ Priključak za dopunjavanje

električnom energijom

Slika III.4-4 Dostavno električno vozilo „Mercedes Vito“

131

Slika III.4-5 Prototip gradskog vozila Mitsubishi na električni pogon

masa Litijum-jonskih baterija 666 kg, specifična masa 90 kWh/kg

III.4.1 Gorive ćelije u kombinaciji sa elektromotorom

Činjenica je da instituti većine svetski priznatih proizvoĎača vozila već dugo vremena

intenzivno rade na jednom značajnom izvoru električne energije, tako zvanim gorivim

ćelijama. Ova grupa izvora električne energije proizvodi elektromotornu silu neposrednim

pretvaranjem hemijske energije u električnu.

Princip rada gorivih ćelija poznat je još od IXX. veka, kada je englez Grou (W.R.

Grove, 1839. godine) objavio rezultate svojih istraţivanja, ali se i danas još uvek na ovom

energetskom izvoru intenzivno radi. Njihova aktuelnost je počela tek zadnjih pedesetak

godina, kada je primena platine kao katalizatora uvedena u primenu. Ona je omogućavala

tehnička ali ne i ekonomski prihvatljiva rešenja, tako da je prva praktična primena izvršena u

Americi tek 1963. godine, na svemirskom brodu Dţemini (Gemini).

Gorivu ćeliju čine dve komore odvojene polupropusnom membranom od polimera,

koja ustvari predstavlja i najveću tajnu istraţivačkih laboratorija. Prema sadašnjem stanju

tehnike, membrana od polimerne folije (debljina oko 0,1 mm) je relativno velike gustine i kao

takva propustljiva za protone tek na povišenoj radnoj temperaturi (preko 100 0C). Sa obeju

strana membrane nanesen je katalizator, koji pospešuje hemijsku reakciju, a istovremeno sluţi

kao jedna od elektroda. Kao gorivo sluţi vodonik, koji se dovodi u komoru sa anodom, a

kiseonik u komoru sa katodom. S obzirom da membrana propušta samo jone vodonika,

elektroni koji ostaju na katodi daju istoj negativno elektrisanje. Razlika potencijala izmeĎu

katode i anode je ustvari napon jedne gorive ćelije eE, koje se spajaju na red u takozvane

ćelijske blokove, kako bi se postigao dovoljan napon za pogon elektromotora ili drugih

potrošača.

Na anodnoj strani vodonik oksidiše te se stvara voda, a na katodnoj strani joni

vodonika i elektroni stupaju u reakciju sa kiseonikom iz vazduha, tako da opet nastaje voda,

koju treba kondenzovati i odvesti.

132

Slika III.4-6 Princip rada gorive ćelije

Proces reakcije vodonika i kiseonika je egzoterman, dakle praćen oslobaĎanja toplotne

energije Q, koja se koristi za rad W, potreban za dovoĎenje vodonika i kiseonika, kao i

odvoĎenje vode.

Cela napred navedena reakcija se moţe napisati u obliku:

2 2 22 2 4H O H O eE Q W (III.4.1)

Do sada postignuta specifična snaga je nešto viša od 1,5 kW/kg, što trenutno

predstavlja zadovoljavajuću vrednost, uz tendenciju postizanja još boljih karakteristika.

Treba naglasiti da je radna temepratura gorivih ćelija sa vodonikom i kiseonikom kao

reagujućim elementima viša od 100 0C, a kod nekih ćelija čak i do 300

0C, što za sada još

uvek stvara poteškoće vezane za kvalitet materijala i toplotnu zaštitu okolnih delova.

Prema vrsti membrane, gorive ćelije se dele na visokotemperaturne i

niskotemperaturne. Radi sniţenja temperature procesa trenutno se eksperimentiše i sa drugim

gasovima umesto vodonika i kiseonika, na primer ugljovodonici umesto vodonika i vazduh

umesto kiseonika.

Perspektivnost gorivih ćelija bazira se na:

- visokom stepenu korisnosti

- dobra radna karakteristika

- praktično „neograničenim“ resursima “goriva”

- ceo sklop nema pokretnih delova, što omogućava postizanje visokog stepena

pouzdanosti

- mala, skoro zanemarljiva emisija štetnih komponenata, zbog visoke temperature

procesa

- miran i skoro nečujan rad

No pored nabrojanih dobrih osobina gorivih ćelija, iste imaju i niz negativnih koje se

takoĎe moraju uzeti u obzir pri razmatranju takvog pogona, to su:

- Vrlo visoki troškovi proizvodnje, zbog korišćenja skupih plemenitih metala

(platina) kao katalizatora,

- Neznatna specifična gustina snage po ćeliji

- Vrlo visoki troškovi skladištenja goriva i način tankiranja

133

- Vrlo velika potrošnja goriva kod hladnog starta

- Relativno dugo vreme postizanja visoke radne temperature i veliki gubitak toplote

hlaĎenjem

Za serijsku primenu na vozilima, gorive ćelije još uvek nisu primenljive, zbog

trenutno visoke cene po jedinici proizvoda, mada, sudeći po člancima u stručnim časopisima,

još uvek se čuvaju kao element za lansiranje na trţište kada “doĎe vreme”. Za sada gorive

ćelije nalaze primenu u svemirskim letilicama i podmornicama, dakle samo u sredstvima

visoke naučne i ratne tehnologije, drugim rečima tamo gde je cena podreĎena ţeljenim

ciljevima.

Istraţivanja firme Daimler Benz, sprovedena radi primene gorivih ćelija na vozilima,

dala su rezultate iskazane u tabeli III.7:

Tabela III.7 Karakteristike blokova gorivih ćelija i vozila

K a r a k t e r i s t i k e Necar 1 Necar 2 Necar 5

Gorive ćelije

Snaga

Gustina snage

Napon

50 kW iz 12 blokova

21 kg/kW; 48 W/kg

130 - 230 V

50 kW iz 2 bloka

6 kg/kW; 167 W/kg

180 - 240 V

75 kW iz 1 bloka

15 kg/kW; 66 W/kg

240 - 250 V

Rezervoar

goriva

Gorivo i tip

rezervoara

Pritisak

Zapremina

Vrsta

rezervoara

Vodonik u

rezervoaru

300 bar

150 l

aluminijum –

staklena vlakna

Vodonik u

rezervoaru

250 bar

2 x 240 l

aluminijum –

ugljenična vlakna

Metanol u

rezervoaru

38 l

lim / plastika

Pogonski sistem

vozila

Elektropogon

Max, brzina

Radijus

30 kW

90 km/h

130 km

33 kW trajne snage

45 kW max snaga

110 km/h

oko 250 km

33 kW trajne snage

45 kW max snaga

150 km/h

oko 400 km

Dozvoljena

ukupna masa

vozila

3500 kg 2600 kg 1450 kg

Prema navodima iz literature, spajanjem više ćelijskih blokova paralelno, moţe da se

postigne snaga čak od 150 kW.

Putničko vozilo „Opel Zefira“ Autobus Mercedes tipa „Citaro“ iz 2002 god.

Slika III.4-7 Eksperimentalna vozila sa gorivim ćelijama

134

III.4.2 Hibridni pogon motornih vozila

Poslednjih godina XX. veka istraţivački centri svih vodećih proizvoĎača vozila

intenzivno su razvijali pogon vozila, koji bi ublaţio jaz izmeĎu visoke cene klasičnih goriva,

emisije izduvnih komponenata a istovremeno „premostio“ mali kapacitet odnosno radijus

elektrovozila sa akumulatorskim izvorom struje.

Hibridni pogon podrazumeva spoj pogona sa klasičnim motorom SUS i elektromotora

sa napajanjem iz akumulatora, s tim što je omogućena reverzibilnost električne energije u

periodima kočenja ili voţnji na nizbrdicama. Korišćenje motora SUS i elektromotora moţe da

bude istovremeno ili separatno, jednim ili drugim agregatom. Na primer pri voţnji van

naseljenih mesta i pri višim brzinama, koristio bi se motor SUS, dok bi u slučajevima

gradskog saobraćaja ili pri manjim brzinama kretanja, pogon bio elektromotorom sa

napajanjem strujom iz akumulatora. Naravno u slučajevima nedovoljnog kapaciteta

akumulatora ili pak kada je angaţovana snaga manja od trenutno raspoloţive, moguće je

dopunjavanje akumulatora strujom iz generatora koji se pogoni motorom SUS. Isto tako, u

slučajevima kada je potrebna veća snaga od trenutno raspoloţive, moguće je istovremeno

korišćenje oba pogona.

Slika III.4-8 Koncept hibridnog pogona vozila „Honda Insight“

Slika III.4-9 Radna karakteristika hibridnog pogona vozila „Honda Insight“

135

Prema sadašnjem stanju razvoja, hibridna vozila se smatraju perspektivnim ali i

prelaznim rešenjem dok se ne stvore povoljni tehno-ekonomski uslovi za potpuno

elektromotorni pogona vozila ili pogona gorivim ćelijama. Poseban impuls ovoj vrsti pogona

su česte “ekonomske krize” i periodično alarmantno visoki, skokovi cene nafte na trţištu.

Tabela III.7 Prednosti i nedostaci hibridnog pogona Prednosti hibridnog pogona Nedostaci hibridnog pogona Povoljna radna karakteristika

Mala emisija štetnih komponenata

Izbor optimalnog reţima rada

Trenutno viosoka cena

Veća masa vozila

Slika III.4-10 Struktura i shema rasporeda elemenata pogona hibridnog vozila

Slika III.4-11 Razmeštaj opreme kod električnog vozila “Porše 911 GT3 Hybrid”

136

Tabela III.8 PoreĎenje karakteristika nekih savremenih električnih automobila

ProizvoĊaĉ

vozila/tip

Snaga motora

[kW]

Radijus

[kW]

Max. brzina

[km/h]

Broj sedišta

Ford Fokus BEV 100 120 135 5

Mitsubishi MiEV 47 160 130 4

Think City 30 180 100 2

Tesla Roadster 185 393 200 2

Heuliez Friendly 10 250 110 3+1

Bollore Bluecar 50 250 130 4

BYD e6 200 400 160 5

Mini E Kuper 150 167 152 2

Nissan Leaf 80 160 140 5

Toyota iQ(FT-EV) 45 80 110 3+1

III.5 Klipni motor SUS i motorno vozilo

Pronalaskom klipnih motora SUS krajem IXX. veka, koji su radili sa prethodnim

sabijanjem smeše, a potom i patentiranjem dizel motora, započet je period njihovog

intenzivnog korišćenja u svim domenima transporta. Stalnim usavršavanjem ovih motora,

kako po opremi i konstrukciji tako i po efektivnom stepenu korisnosti, stiglo se do stadijuma

da savremeni, serijski proizvedeni motori za drumska vozila, imaju stepen korisnosti od oko

(35 do 45) %, zavisno od vrste i veličine motora. Za razliku od ovih, stepen korisnosti velikih

brodskih motora se penje i do 55 %. Ne treba zaboraviti da maksimalno mogući efektivni

stepen korisnosti toplotnih motora, po Karnoovom (Sidi Carnot) zakonu, ne moţe da bude

veći od 63 – 65 %.

Sa aspekta karakteristika motora, odnosno oblika krive obrtnog momenta, kako se sa

slike III.5.1 vidi, ovi motori su u odnosu na druge agregate, najmanje pogodni za upotrebu u

motornim vozilima.

MeĎutim, ostale značajne karakteristike klipnih motora SUS, kao što su niska cena,

relativno mali gabarit, visoka specifična snaga, ekonomična eksploatacija, povoljan radni vek

kao i mogućnost povoljnog rešavanja uskladištenja potrebnom energijom u vozilu, a potom i

snabdevanja preko razvijene putne infrastrukture, toliko su izraţene, da je motor SUS, počevši

od početka dvadesetog veka pa do danas, dominantna pogonska mašina u motornim vozilima.

Slika III.5-1 Tipična vučna karakteristika oto motora

137

III.6 Analiza karakteristika pojedinih pogonskih agregata

O upotrebnoj vrednosti svih mogućih motora postoje velika, čak vekovna iskustva.

Za analizu pojedinih pogonskih agregata u vozilima, sa stanovišta dinamičkih svojstava,

projektovanja i konstrukcije, posebno su interesantni odnosi radnih karakteristika motora i

vozila. Naime, radne karakteristike navedenih motora znatno i u različitoj meri, odstupaju od

potrebne radne karakteristike “idealnog” motora, odnosno idealne hiperbole vuče (slika

III.6.1).

Analiziranjem karakteristika navedenih mogućih pogonskih motora vozila sledi:

- Klipna parna mašina i elektromotor mogu kratkovremeno značajno da prekorače

broj obrtaja kod maksimalne snage (oko 40 %), što je u praktičnim uslovima ponekad veoma

značajno, dok kod motora SUS i gasnih turbina to nije slučaj.

Dakle po uslovima dozvoljenog kratkotrajnog preopterećenja klipna parna mašina i

elektromotor su u prednosti nad ostalim razmatranim pogonskim agregatima.

- Snage klipnih parnih mašina, motora SUS i gasnih turbina pri radu na brojevima

obrtaja koji su viši od broja obrtaja pri maksimalnoj snazi, nešto je niţa u odnosu na

maksimalnu snagu (kod klipnih motora SUS ovo vaţi za oto motor, dok za dizel motor po

pravilu ne vaţi, s obzirom da je kod njih maksimalni broj obrtaja ograničen stupanjem

regulatora u dejstvo).

Nasuprot ovim agregatima, snaga elektromotora u radnom području iznad broja

obrtaja maksimalne snage znatno je niţa nego maksimalna snaga.

Iz ovoga sledi da u uslovima kratkotrajnog rada, u reţimima brojeva obrtaja višim od

broja obrtaja pri maksimalnoj snazi, svi agregati imaju niţu snagu od maksimalnih, pri čemu

su klipne parne mašine, motori SUS i gasne turbine u manjoj prednosti nad elektromotorima.

- Iz uslova najveće startne snage, koja je za vozila i radne mašine koje rade u teškim

uslovima rada veoma bitna (terenska i vučna vozila, traktori, dozeri svih vrsta, rovokopači i

slična), elektromotori su daleko nadmoćniji od ostalih pogonskih motora, stoga što imaju

apsolutno najvišu maksimalno moguću, takozvanu kratkotrajnu maksimalnu snagu (ista je

skoro 2,7 puta veća od trajne snage). MeĎutim, kako je rečeno, ona moţe da se primeni samo

u uslovima preopterećenja, koje traje relativno kratko vreme (različito je za različite agregate,

ali ne duţe od 10 minuta).

Dakle posmatrano sa aspekta potrebne vučne karakteristike, postavljeni uslov najbolje

ispunjavaju parna mašina, gasna turbina i elektromotori jednosmerne struje (dijagram III.6.1 i

III.6.2 - poreĎenje toka obrtnih momenata za različite motore), dok motori sa unutrašnjem

sagorevanjem ovaj uslov direktno, bez dodatih elemenata transmisije (spojnica i reduktori

momenata – menjač, eventualno reduktor, glavni prenosnik) ne mogu da zadovolje.

138

Slika III.6-1 PoreĎenje vučnih karakteristika različitih motora pod

istim uslovima opterećenja i rada

139

Slika III.6-2. Uporedni dijagram karakteristika obrtnih momenata pojedinih

pogonskih agregata

140

Za analizu karakteristika, pa samim tim i analiza svrsishodnosti i prednosti primene

jednog od ovih motora, vrlo je pogodno da se razmotri uporedni dijagram III.6.1, na kome je

dato polje otpora i vučne sile u direktnom stepenu prenosa za sve četiri razmatrane pogonske

mašine, uz pretpostavku da su primenjene u istom putničkom vozilu mase 1000 kg,

karakteristike aerodinamičnosti cx A = 0,8 m2 sa maksimalnom brzinom od 40 m/s (144

km/h), dakle svi motori pod istim uslovima rada i opterećenja.

Premda svi motori imaju istu snagu pri broju obrtaja koji odgovara brzini vozila od 40

m/s (144 km/h), oni nemaju istu maksimalnu snagu, što je posledica već navedenih

karakteristika.

Odnos maksimalne snage i snage P40 potrebne za postizanje date brzine iznosi:

Za klipnu parnu mašinu Pmax ~P40

Za motor SUS Pmax ~P40

Za gasnu turbinu Pmax ~P40

Za elektromotor: Trajna snaga Pmax = 1,62 P40

Intermitantna snaga Pmax = 1,78 P40

Startna snaga Pmax = 2,70 P40

Na osnovu slike III.6.2 moguće je da se donese sledeći zaključak:

a) Vozilo sa sve četiri vrste pogonskih mašina, postiţe istu maksimalnu brzinu od 40

m/s (144 km/h).

b) Gasna turbina, parna mašina i elektromotor u celom radnom opsegu su podobniji od

motora SUS, stoga što omogućuju savlaĎivanje većih otpora.

c) Klipna parna mašina je u odnosu na motor SUS i gasnu turbinu znatno nadmoćnija

u celom dijapazonu radnog polja a posebno u području niţih brzina, premda je maksimalna

snaga pribliţno ista.

d) Elektromotor se u reţimu trajne snage moţe da se uporedi sa parnom mašinom, dok

je u reţimima intermitantne snage i snage polaska znatno nadmoćniji.

Treba takoĎe da se istakne da je trajna snaga elektromotora znatno veća od trajnih

snage drugih mašina.

Prednosti elektromotora na jednosmernu struju, kao pogonskog agregata, veoma su

dobro poznate i za sada predstavljaju realno i kvalitetno rešenje pre svega:

a) sa aspekta vučnih performansi - visoki obrtni moment pri malim brojevima obrtaja,

odnosno bliskost momentne karakteristike sa idealnom hiperbolom snage.

b) Odsustvo zagaĎenja okoline štetnim izduvnim gasovima i bukom od rada agregata.

Pored toga električna energija dobijena iz regenerativnih izvora (solarna, vodena ili

energija vetra), je ekološki potpuno neutralna.

Prema sadašnjim tehničkim rešenjima, pogonsko - regulaciona grupa na elektro vozilu

moţe da se smatra rešenim pitanjem. Naime, veliki raspon u potrebnim brojevima obrtaja kod

vozila, zahteva sistem automatske tranzicije, odnosno prevezivanja motora u paralelni i redni

raspored vuče.

Ključni problem su trenutno baterije iz kojih bi se elektromotori napajali i to

kako sa aspekta dovoljnog radijusa kretanja, tako i sa aspekta cena akumulatora (u praksi

takoĎe često nazvan baterija). Tako na primer, prema već izvršenim poreĎenjima, putničko

vozilo sa motorom SUS i sa 40 litara tečnog klasičnog goriva u rezervoaru (odgovara

pribliţno 30 kg benzina odnosno 33 kg dizel goriva), moţe da preĎe oko 500 km puta, dok

savremeni Na - S akumulator, mase 265 kg i zapremine 250 litara, moţe da obezbedi 32 kW u

141

toku jednog sata rada, što u sadašnjim - realnim uslovima, znači svega oko 150 km preĎenog

puta.

Još nepovoljnija je komparacija specifičnih energija klasičnih tečnih goriva i najšire

primenjivanih - olovnih akumulatora. Tečno ugljovodonično gorivo (dizel gorivo ili benzin)

poseduje specifičnu energiju od 43.000 kWs/kg. Sa stepenom korisnosti jednog klasičnog

motora sa unutrašnjim sagorevanjem od svega 30%, ostaje na raspolaganju raspoloţiva

energija od oko 12.900 kWs/kg. Sa druge strane olovni akumulatori imaju specifičnu

energiju od 45 Wh/kg ~ 162 kWs/kg.

Odnos ovih energija daje 12900 /

79,63 162 /

kWs kg

kWs kg dakle pribliţno 80 : 1 veći

energetski kapacitet tečnih goriva.

Za neko putničko vozilo, koje nosi količinu od samo 30 kg tečnog goriva (zapremina

od oko 40 litara obezbeĎuje raspoloţivi radijus kretanja od oko 500 km), za slučaj

elektropogona, takvo vozilo bi moralo da bude dodatno opterećeno masom baterija od još

30 x 80 = 2400 kg. Uzimajući u obzir i gubitke koje bi tako opterećeno vozilo imalo pri

kretanju, raspoloţivi radijus kretanja sa elektropogonom se znatno smanjuje u odnosu na

tečna goriva.

Sa druge strane i specifična potrošnja energije tečnog goriva prema električnoj energiji

je ipak više na strani tečnih goriva, uzimajući cenu električne energije od oko 10 c€/kWh

(Euro centi po kWh) i tečnog goriva od oko 1 €/l (31800 kWs/l ~ 8,8 kWh/l), tako da se čak i

sa aspekta ekonomičnosti za sada ne moţe previše da raspravlja, a da se čak i ne govori o ceni

energije iz eolskih i solarnih energana koja je još uvek previše skupa.

Čak se i o ekološkim aspektima moţe razmišljati, kada se uzme da električna energija

dobija uvek sa velikim balastnim i štetnim materijama (termo i nuklearne elektrane) osim

hidro, eolskih i solarnih energana.

Vrste akumulatora, koje bi po današnjim merilima bile pogodne za upotrebu, su još

uvek veoma skupe za serijsku upotrebu. Najviše primenjivane i ispitane do sada su olovne

baterije, meĎutim ni one, kako sa aspekta teţine tako i kapaciteta, a samim tim i cenom,

nemaju realne šanse za serijsko korišćenje u vozilima.

Iz navedenog sledi da za elektromotor kao pogonski agregat vozila još uvek nije

dovoljno konkurentan motorima SUS u serijskoj proizvodnji elektomobila, pre svega sa

aspekta sistema za stvaranje ili akumuliranje električne energije sa kojim čini nerazdvojnu

celinu.

Kako se iz prethodno izloţene materije moţe da zaključi, brojni nedostaci ostalih vrsta

pogonskih agregata deplasiraju njihovu primenu u vozilima, pre svega sa aspekta korišćenja

pojedinih energetskih izvora za napajanje energijom motora pri pogonu vozila. Stoga se

“lepeza” primenljivih motora znatno smanjuje, bolje rečeno, svodi se na toplotne motore, te

za sada, kao pogonska mašina koja zadovoljava uslove traţenih karakteristika. Ovi motori se

stoga danas ali i u bliţoj budućnosti smatraju osnovnim pogonskim agregatima.

Izborom parne mašine kao pogonskog agregata znatno bi se redukovala transmisija u

vozilu, s obzirom da ne bi bili potrebni mnogi ureĎaji transmisije, kao spojnica, menjač i

glavni prenosnik snage, stoga što se upuštanjem pare u cilindar vrši tokom celog hoda cilindra

(na polasku mašine iz mesta). Usled toga je smanjena ekspanzija pare te time one imaju i

manji stepen korisnosti, ali se postiţe visok obrtni moment na malim brojevima obrtaja (skoro

idelana hiperbola vuče). Stoga parna mašina, po stepenu ekonomičnosti i drugim

nedostacima, ni u kom slučaju nije konkurentna motoru sa unutrašnjim sagorevanjem.

Dakle, kao jedini prihvatljiv agregat, sa tehno-ekonomske strane posmatrano, koji je

dovoljno ekonomičan i konkurentan u serijskoj proizvodnji vozila, ostaje motor sa

unutrašnjim sagorevanjem, prvenstveno klipni motor i ako oblik njegovog obrtnog momenta

142

ne odgovara idealnoj hiperboli. Ovaj nedostatak motora SUS se otklanja upotrebom dodatih

elemenata transmisije. Upravo iz tih razloga u sistemu transmisije kod savremenih vozila koje

se pogone motorom sa unutrašnjim sagorevanjem neophodno je da se nalazi spojnica, menjač,

eventualno reduktor i glavni prenosnik snage, čiji je zajednički zadatak da maksimalno

prilagode obrtni moment na točkovima potrebi vuče.

Ostale vrste motora (hidro, pneumatski) u vozilima nisu našle adekvatnu primenu, tim

pre što je za njih "akumulator" energije veoma nepodesan. MeĎutim, kod specijalnih

sporohodih vozila, hidromotori su našli svrsishodnu primenu, na primer u hidrauličkim

transmisijama kod graĎevinskih mašina, tim pre što je glavni pogonski motor ustvari motor sa

unutrašnjim sagorevanjem, a hidromotori se postavljaju kao pogonski motori točkova i

pomoćnih sistema.

Kako se iz izloţenog vidi, izbor pogonskog motora za vozila je pre svega tehničko

pitanje, ali veoma zavisno od mnogih uticajnih parametara: karakteristike motora, energija,

resursi energije, mogućnost veze za transmisiju i zahtevi od transmisije, ekonomska pitanja –

pre svega cene motora i energije, ekologija, a isto tako, kao veoma značajan element su

zahtevi trţišta.

III.7 TOPLOTNI MOTORI

Klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem se svrstavaju u vrstu motora koji hemijsku

energiju goriva sagorevanjem pretvaraju u toplotnu a potom ovu energiju prevode u

mehanički rad, te stoga uopšteno pripadaju grupi takozvanih toplotnih motora.

Toplotni motori, zavisno od načina pretvaranja toplotne u mehaničku energiju, mogu

se podeliti toplotne motore sa spoljnim i motore sa unutrašnjim sagorevanjem.

Suštinska razlika izmeĎu klipnih motori sa spoljašnjim i unutrašnjim sagorevanjem

ustvari proizilazi iz mesta i načina prevoĎenja toplotne energije u mehanički rad, kao i iz toga

šta je radni medijum.

III.7.1 MOTORI SA SPOLJNIM SAGOREVANJEM

Kod ove vrste motora stvaranje toplotne energije se vrši sagorevanjem u posebnom

ureĎaju (na primer parni kotao ili zagrejač vazduha), odakle su i dobili pridev motori sa

spoljnim sagorevanjem. Pored toga radni medijum ovih motora je uvek neki fluid (na primer

vodena para, vazduh ili neki drugi gas) kome se predaje toplotna energija i time mi se

povećava potencijalna energija izraţena pritiskom i temperaturom. Radni medijum se

sprovodnim i razvodnim aparatom odvodi do drugog agregata, na primer cilindar sa klipnim

mehanizmom, u kome se vrši prevoĎenje ovih oblika energije u mehanički rad.

Tipičan primer ovih motora je parna mašina, kao prvog i davno poznatog

upotrebljivog toplotnog pogonskog agregata, o kome je više reči bilo u poglavlju “analiza

pogonskih karakteristika pojedinih agregata”, u poglavlju III.6.

Drugi motor iz grupe toplotnih klipnih mašina sa spoljnim sagorevanjem, o kome

moţe da se govori sa aspekta karakteristika potrebnih za primenu u vozilima, je stirlingov

motor.

III.7.1.1 Stirling motor

Osnovni princip stirlingovog motora opisan je još 1818. godine od strane škotskog

pronalazača Roberta Stirlinga, po kome je motor i dobio ime. No, tek sa razvojem materijala

otpornih na visoke radne temperature - preko 700 0C i pritiske pritiske više od 10 MPa,

143

omogućen je i razvoj ove vrste toplotnih motora, čime se postiţe povoljan stepen korisnosti

celog sistema.

Princip se zasniva na spoljnom kontinualnom sagorevanju u zatvorenom i

regenerativnom toplotnom procesu. Toplotna energija se preko izmenjivača toplote prenosi na

neizmenljivi radni medijum, koji je hermetički zatvoren u samom motoru. Ovaj medijum

moţe da bude svaki neagresivni gas koji ima malu specifičnu toplotu (to su u principu gasovi

čiji molekul ne sadrţi atome ugljenika), kao na primer helijum ili čak vazduh.

Teorijski desnokretni ciklus ovog procesa se sastoji od dveju izotermi i dveju izohora

(slika III.7.1). Ovakav proces moţe da se realizuje i kao levokretni, kada bi sistem radio kao

toplotna pumpa.

Slika III.7-1 Teorijski p-v i t-s dijagrami stirlingovog procesa

1 - 2 Izotermalna kompresija; radni gas se sabija u “hladnjaku” (odvoĎenje toplote) na svoju

početnu temperaturu, pri čemu se toplota predaje okolini ili nekom rashladnom

medijumu.

2 - 3 Izohorsko dovoĎenje toplote iz toplotnog regeneratora

3 - 4 Izotermalna ekspanzija; radni gas se širi u zagrejaču na svoju izlaznu temperaturu.

U zagrejač se toplota dovodi spoljnim kontinualnim sagorevanjem goriva.

4 - 1 Izohorsko odvoĎenje toplote u regenerator

Slika III.7.2

Kruţni dijagram stirlingovog

procesa pri punoj i pri parcijalnoj

snazi

144

Radni medijum, potiskivan posebnim “razvodnim klipom” se se kreće unutar dvaju

prostora, jednog prostora sa konstantno visokom temperaturom i drugog prostora sa

konstantno niskom temperaturom, čime menja temperaturu od visoke do neke početne

vrednosti, zbog čega se i pritisak medijuma periodično menja..

Promena pritiska se preko radnog klipa i odgovarajućeg klipnog mehanizma prevodi u

mehanički rad, odnosno ocilatorno kretanje klipa se pretvara u obrtno kretanje vratila. S

obzirom da je radni medijum neizmenljiv i po količini konstantan, toplota iz procesa

kompresije moţe da se akumulira i ponovo iskoristiti u taktu ekspanzije.

Stepen korisnosti ovako idealiziranog procesa odgovara Karnoovom (Sidi Carnot)

stepenu korisnosti, dakle, zavisi isključivo od temperaturnog nivoa procesa

1 min

3 max

1 1T T

T T (III.7.1)

Indikatorski rad stirlingovog procesa kod stvarnih, odnosno tehnički izvodljivih

pritisaka i stepena kompresije, odgovara radu koji se postiţe kod realnih dizel odnosno oto

motora, pa je time i efektivni stepen korisnosti sličan.

Osnovne komponente ovog motora su: grejač, razvodni klip sa termički različitim

komorama, romboidni mehanizam i par zupčanika koji sluţe za sinhronizovanje rada celog

mehanizma.

Sastavni delovi stirling motora Funkcionalna shema stirling motora

Slika III.7.3 Shematski prikaz funkcije stirlingovog motora

Princip rada se sastoji u sledećem: u vreloj komori grejača se vrši zagrevanje radnog

medijuma, čime se pritisak medijuma povećava, te se klip dejstvom pritiska potiskuje,

prenoseći svoje kretanje na romboidni mehanizam (slika III.7-3 i III.7-5), čije su spojne

poluge (pozicije 23 na slici III.7.5) ekscentrično povezane za dva zupčanika, tako da se

pravolinijsko kretanje klipnjače prevodi u sinhrono obrtanje dva zupčanika, a potom isto

prenosi na izlazno vratilo motora.

145

Slika III.7-4 Shema pojedinih procesa (taktova) stirling motora

Kretanjem klipa ka drugoj strani, povećava se zapremina komore grejača (iznad

razvodnog klipa) tako da radni medijum prestrujava iz radne komore u prostor iznad klipa,

prolazeći kroz hladnjak u kome se hladi. Spojni cevovod izmeĎu prostora iznad i ispog klipa

je prigušen, tako da se u prostoru ispod klipa povećava pritisak kretanjem klipa ka toj komori.

Dolaskom klipa u unutrašnju mrtvu tačku pritisak u komori ispod klipa je veći od radnog

medijuma, s obzirom da je hlaĎenjem njegov pritisak opao. Povišeni pritisak u komori ispod

klipa potiskuje klip ka vreloj komori. Ponovnim zagrevanjem radnog medijuma u vreloj

komori njegov se pritisak povećava, što prouzrokuje naizmenično kretanje klipa od vrele do

”hladne komore”. Dakle u ovakvom mehanizmu ”radnim taktom” bi mogao da se nazove

kretanje klipa od vrele komore ka hladnoj prigušenoj komori (1-2), koje se prenosi na

sinhroni romboidalni mehanizam kada se i predaje energija zamajcu. Ovo kretanje se

romboidnim mehanizmom prevodi u obrtanje sinhronih zupčanika i izlaznog vratila.

146

Legenda:

1 raspršivac goriva 2 komora za sagorevanje

3 vrela komora

4 ulaz vazduha za sagorevanje 5 potiskivač

6 hladna komora

7 radni klip 8 rasteretni prostor

9 kruţni segment kretanja

sinhronih elemenata

10 protivteg 11 klipnjača potiskivača

12 spojka (jaram) potiskivanog

mehanizma 13 izduvni gasovi

14 prstenasti spojni kanal

15 cev zagrejača 16 rashladne ćelije

17 regenerator

18 rashladna tečnost

19 zaptivni prsten 20 poluga potiskivača

21 klipnjača

22 spojka (jaram) romboidnog mehanizma

23 spojna poluga

24 osovina krivaje

25 radijus krivaje mehanizma 26 romboidni mehanizam

Slika III.7.5 Strukturna shema eksperimentalnog stirling motora

Nedostaci koji se pripisuju ovoj vrsti motora, a koji su verovatno i uzrok da se isti

malo danas koristi u mobilnim sistemima su sledeći:

- oteţana regulacija snage, koja se manifestuje teškim odrţavanjem stalnog broja

obrtaja pri nekom konstantnom opterećenju,

- niska specifična snaga,

- veliki gabarit celog sistema (zagrejač, regenerator, komora za sagorevanje, sam

motor)

- trenutno nezadovoljavajuća tehnička rešenja hermitički zaptivenog radnog

medijuma u serijskoj proizvodnji

- visoka cena proizvodnje, koja nije konkurentna klasičnim motorima odgovarajuće

snage.

Prednosti stirling motora:

- različitost toplotnog izvora i nezavisnost od vrste i kvaliteta goriva. Postoji

mogućnost da radi i sa kolektorima i koncentratorima solarne energije, pa mu praktično

klasično gorivo nije ni potrebno,

- povoljna linija obrtnog momenta,

147

- vrlo dobre karakteristike pri hladnom startu,

- niska emisija izduvnih gasova, kada radi sa klasičnim gorivima,

- stepen korisnosti motora je zadovoljavajući u odnosu na ostale vrste toplotnih motora

- nizak nivo buke i vibracija.

Navedene prednosti koje strirlingov motor pruţa, daju nade za primenu ovih motora u

za urbanim sredinama, pre svega kao stacionarni sistemi (pumpne stanice ili geneartori

struje), te se poslednjih godina intenzivira rad na razvoju ovih motora.

Primera radi navodimo eksploatacione podatke i karakteristike značajnijih

konstrukcija stirlingovih motora, koji su do danas bili proizvedeni i ispitani u praktičnom radu

Specifična snaga 0,1 - 0,5 kW/kg

Litarska snaga 50 - 500 W/l

Stepen korisnosti oko 40% pri punoj snazi i oko 30% na parcijalnim snagama

(radni gas helijum, max.pritisak ciklusa 105 bar, broj obrtaja

oko 3000 min-1

)

Cena sistema 50 do 1500 €/kW

Vek trajanja oko 11000 sati efektivnog rada

Slika III.7-6 Izvedena konstrukcija stirling motora od 25 kW, firme STM

148

III. 8 KLIPNI MOTORI SA UNUTRAŠNJIM SAGOREVANJEM

Za razliku od ovih motora, prema standardu SRPS (JUS) M.F2.010, pod motorom sa

unutrašnjim sagorevanjem (motori SUS) podrazumeva se mašina, koja sagorevanjem

goriva unutar samog motora, hemijsku energiju goriva prevodi u mehanički rad i pri tome

radni medijum su sagoreli gasovi, a proces transformacije energije se odvija u samom motoru.

Bliţe odredbe, klasifikacije, pojmovi i definicije koje se odnose na motore SUS,

definisane su standardom SRPS (JUS) ISO/DIS 2710-1.

I meĎu ovim motorima se moţe dalje izvršiti podela, prema izvoĎenju klipnog

mehanizma i to:

- motori sa aksijalno oscilujućim klipovima, češće nazvani „klasični klipni motori“,

kod kojih se promenljivost zapremine postiţe naizmeničnim pravolinijskim kretanjem klipa

unutar cilindra

- Motori sa obrtnim klipovima, drugačije nazivanim „rotacioni motori“ ili „motori sa

rotacionim klipom“, koji promenu zapremine ostvaruju rotiranjem klipa specijalnog oblika

unutar takoĎe specijalno oblikovane komore.

Motori sa unutrašnjim sagorevanjem (motori SUS) u principu imaju više bitnih

prednosti ili su one toliko izraţene u odnosu na motore sa spoljnim sagorevanjem (motori

SSS) i druge pogonske agregate, te se stoga danas najviše primenjuju, a evidentno je da su u

drumskom saobraćaju skoro jedino i primenjeni.

Tabela III.8-1 Prednosti i nedostaci motora SUS u odnosu na motore SSS

Prednosti motora SUS Nedostaci motora SUS

Viša ekonomičnost - bolji stepen

korisnosti [ηe]

Mali dijapazon broja obrtaja sa visokom

stepenom korisnosti

Znatno manja specifična masa [kg/kW]

Ne trpi preopterećenje (najviše do 15%)

Kompaktnost konstrukcije (manji gabarit) Komplikovanost gradnje

Povoljno rešavanje problema snabdevanja

i uskladištenja goriva

Koriste gorivo visoke energetske moći

(zavisnost od kvaliteta goriva)

Brzo su spremni za rad Nesamostalan početak rada (upuštanje u

pogon spoljnim pokretanjem)

Troše gorivo samo dok rade Visoka stručna obučenost osoblja za

eksploataciju i odrţavanje

Problemi i skupo rešavanje štetne emisije

izduvnih gasova

Istini za volju, 2000. godine, stručnoj javnosti je prezentirana modernizovana parna

mašina za vozila sa sagorevanjem u poroznoj sredini (ispuna prostora za sagorevanje

poroznim keramičkim materijalom), koji je omogućavao dobijanje visoke količine energije iz

relativno malog prostora, prezentirano u poglavlju o parnim mašinama sl. III.3.1.5. MeĎutim,

ovakva parna mašina, namenjena prvenstveno za pogon vozila i ako je imala stepen korisnosti

na nivou klasičnih klipnih motora SUS, uz potpuno ispunjavanje strogih kalifornijskih uslova

149

o kvalitetu emisije štetnih izduvnih gasova, za sada je ostala na nivou eksperimentalne

mašine.

Motori sa unutrašnjim sagorevanjem svoj princip rada zasnivaju na stalnom odvijanju

četiri osnovna procesa: punjenje radnog prostora gorivom smešom ili vazduhom, sabijanje

smeše i sagorevanje, širenje radnog medijuma i izduvavanje produkata sagorevanja.

Ukoliko se gore navedeni procesi odigravaju istovremeno, ali na različitim mestima,

govori se o propulzivnim (mlaznim motorima). Drugim rečima, za razliku od klipnih motora,

kod mlaznih motora, navedeni procesi: punjenje radnog prostora gorivom smešom ili

vazduhom, sabijanje smeše i sagorevanje, širenje radnog medijuma i izduvavanje produkata

sagorevanja se obavljaju smenom jedan za drugim ali na jednom mestu.

MeĎutim ako se proces transfirmacije energije u mehanički rad obavlja posredstvom

klipova u cilindru, dakle na jednom mestu, pri čemu se klipovi u cilindrima kreću

pravolinijsko-oscilatorno pod dejstvom sagorelih gasova kao radnog medijuma, ovi se motori

zovu toplotni klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem, odnosno kraće i uobičajeno

rečeno, klipni motori SUS. Mehanički rad se stvara uzastopnim - periodičnom kretanjem klipa

unutar jednog cilindra od spoljne do unutrašnje mrtve tačke. Radni medijum je u početku

goriva smeša ili vazduh, a nakon sagorevanja, upravo gasovi dobijeni sagorevanjem goriva.

Snaga ostvarena na klipu motora predaje se preko klipno-krivajnog mehanizma gonjenoj

mašini. Navedenim krivajnim mehanizmom pravolinijsko kretanje klipa prevodi se u obrtno

kretanje vratila. Dakle, transformacija toplotne energije u mehaničku odigrava se zbirom

različitih procesa i promena stanja radnog medijuma, koji se jednim imenom zovu radni

ciklus.

U zavisnosti od toga koliko je hodova klipa potrebno za obavljanje navedenih procesa

pri kretanju klipa od spoljne (gornje) mrtve tačke (smt) do unutrašnje (donje) mrtve tačke

(umt) i obrnuto, motori se dele na:

- ĉetvorotaktne (četiri hoda klipa - dva puna obrtaja kolenastog vratila); i

- dvotaktne motore (dva hoda klipa - jedan pun obrtaj kolenastog vratila).

III.8.1 Opis rada ĉetvorotaktnog motora

Osnovnu karakteristiku ovim motora daje način njihovog rada, koji, kako je rečeno,

podeljen u četiri procesa, uobičajeno nazvani taktovima.

I. takt (prvi hod): kretanjem klipa od spoljne ka unutrašnjoj mrtvoj tački, uz

otvaranje usisnih kanala, kod benzinskih motora, gotova smeša goriva i vazduha ulazi u

cilindar popunjavajući zapreminu. Motori koji kao gorivo koriste dizel gorivo, usisavaju čist

vazduh.

II. takt (drugi hod): usisni ventil se zatvara, te kretanjem klipa od unutrašnje mrtve

tačke ka spoljnoj, smeša se sabija uz povećanje temperature istoj, koja kod benzinskih motora

nesme da preĎe temperaturu samopaljenja, dok je kod motora sa dizel gorivom neophodno

postizanje temperature više od temperature samopaljenja goriva.

Pred kraj procesa sabijanja, kod benzinskih motora skače varnica izazvana visokim

naponom izmeĎu elektroda svećica, koja pali sabijenu smešu, čime otpočinje proces

sagorevanja.

Kod dizel motora, na kraju procesa sabijanja, u vreo vazduh se ubrizgava i raspršuje

dizel gorivo, koje usled visoke temeperature odmah počinje da sagoreva.

Sagorevanjem goriva broj molova se u principu povećava, uz povećanje temperature i

pritiska u cilindru, koji dalje dejstvuje na klip stvarajući silu.

III. takt (treći hod): Klip otpočinje kretanje ponovo ka unutrašnjoj mrtvoj tački, pri

čemu sagoreli gasovi ekspandiraju. Sila koja permanentno dejstvuje na klip, kretanjem

150

proizvodi rad, te se ovaj treći proces kod motora često naziva i radnim taktom. Sila izazvana

na krivajnom mehanizmu preko kolenastog vratila omogućava obrtanje istog, čime se

pravolinijsko kretanje klipa prevodi u obrtanje kolenastog vratila.

Slika III.8-1 Skica principa rada četvorotaktnog motora SUS 17

a) klip u spoljnoj mrtvoj tački (smt) (neposredno pre početka usisavanja)

b) klip u unutrašnjoj mrtvoj tački (umt) (kraj procesa usisavanja)

c) klip u spoljnoj mrtvoj tački (kraj procesa sabijanja i sagorevanje goriva)

d) klip u unutrašnjoj mrtvoj tački (kraj procesa širenja i početak procesa izduvavanja)

IV. takt (ĉetvrti hod): neposredno ispred unutrašnje mrtve tačke klipa, otvara se

izduvni ventil distributivnog sistema, čime se omogućava izlazak izraĎenog radnog medijuma

(sagoreli gasovi), koji su u najvećoj meri svoju energiju (rezultovanu temperaturom i

pritiskom) već predali krivajnom mehanizmu. Kretanje klipa ka gornjoj mrtvoj tački samo

potpomaţe izbacivanju izraĎenih sagorelih gasova.

III.8.2 Opis rada dvotaktnog motora

Za razliku od četvorotaktnih motora, dvotaktnim motorima za izvršenje celog ciklusa

potrebno je samo dva hoda klipa, odnosno samo jedan obrataj kolenastog vratila. Usled toga

oni su i dobili takav naziv. “Skraćivanje” procesa kod dvotaktnih motora je postignuto tako

što se procesi izmene radne materije (usisavanje i izduvavanje) obavljaju “na račun”

skraćivanja procesa sabijanja i širenja, u blizini unutrašnje mrtve tačke. Naime, na početku

hoda klipa od unutrašnje mrtve tačke ka spoljnoj, istovremeno su otvoreni i prelivni i izduvni

kanal, tako da stvarni proces sabijanja počinje kasnije, to jest tek po zatvaranju izduvnog

kanala. Isto tako, u procesu širenja (pri hodu klipa ka unutrašnjoj mrtvoj tački), pre nego se

proces do kraja obavi, otvara se izduvni kanal, čime se proces širenja i odavanja rada znatno

skraćuje, što rezultuje manjim srednjim efektivnim pritiskom, te time i korisnim manjim

radom nego kod četvorotaktnih motora istih zapremina cilindara.

Dakle, dok je kod četvorotaktnih motora za svaki od navedenih procesa “rezervisan”

po jedan hod klipa, dvotaktni motori ostvaruju ceo ciklus za samo jedan obrtaj kolenastog

vratila (dva hoda klipa).

151

Jednostavnost i prividna prednost dvotaktnog motora je, dakle, ipak samo na prvi

pogled, s obzirom na činjenicu da je ovoj vrsti motora za proces izmene radne materije

neophodna posebna “pumpa za punjenje”. Ovo se u praktičnim uslovima, kod motora malih

snaga, ostvaruje punjenjem cilindra raspršenom mešavinom ulja i benzina koja prolazi kroz

kućište motora (prostor ispod klipa), u kome se predsabija. Kod dizel motora, najčešće velikih

snaga, punjenje cilindra obavlja se primenom posebnih duvaljki (jedna ili dve), takozvanih

Rutsovih duvaljki koje vazduh uduvavaju direktno u cilindre (slika 8.2-1).

Slika III.8-2 Dvotaktni motor sa Rutsovom duvaljkom

Dakle, na osnovu navedenog, stiče se utisak da zbog dvostruko manjeg vremena

potrebnog za obavljanje jednog radnog ciklusa i snaga dvotaktnog motora dva puta veća od

četvorotaktnih motora iste zapremine i broja obrtaja. Činjenica je ipak da je zbog manje

predatog rada i većih gubitaka na proces razmene radne materije, snaga dvotaktnih motora je

veća samo za oko 50 do 60%.

Jedna od osobenosti malih dvotaktnih motora je podmazivanje tarnih sklopova koje se

obavlja mešavinom goriva i vazduha. Upravo stoga što je ovim motorima neophodna pumpa

za punjenje cilindra smešom goriva i vazduha, da bi se ova izbegla, mešavina goriva i

vazduha se uvodi kroz kućište motora, u kome se predsabija istovremeno podmazujući tarne

sklopove, a potom preko prelivnog kanala ubacuje u cilindar. Kada bi se u kućištu motora

nalazilo ulje za podmazivanje kao kod četvorotaktnih motora, došlo bi do nekontrolisanog

mešanja sa gorivom smešom, njegovog takoĎe nekontrolisanog trošenja, razreĎenja i

prevremena oksidacija i degradacija.

152

Slika III.8-3 Skica principa rada dvotaktnog motora

Upravo stoga se kod malih dvotaktnih motora za podmazivanje koristi mešavina

goriva i ulja, u odreĎenoj razmeri. Samim tim što je ovakva mešavina raspršena u karburatoru,

ista prolaskom kroz kućište lako prodire do svih tarnih površina, na kojima stvara uljnu

prevlaku, i na taj način smanjuje trenje i habanje površina. Odlaskom u cilindar ova mešavina

sagoreva, usled čega su kod malih dvotaktnih motora izduvni gasovi uvek puni dima.

153

Slika III.8-4 Shema obrtnih elemenata

i funkcionisanje Rutsove duvaljke

Način stvaranja mešavine moţe da bude različit: bilo da se mešavana napravi prilikom

punjenja rezervoara, te se iz rezervoara uzima već napravljena mešavina, ili da se u

dovodnom sistemu u posebnom ureĎaju-mešaču meša raspršeni benzin sa odreĎenom

količinom takoĎe raspršenog ulja, pri čemu i benzin i ulje dolaze iz posebnih rezervoara.

MeĎutim, kod velikih dvotaktnih motora, kod kojih je direktno punjenje cilandara

rešeno posebnom duvaljkom (kao na slici III.8-2), podmazivanje tarnih sklopova se vrši

centralizovano, uljnom pumpom, koja, iz spremišta ulja, napaja sve tarne sklopove dovoljnom

količinom ulja i time ih podmazuje a potom se ponovo sliva u spremište.

Prednosti i nedostaci ĉetvorotaktnih i dvotaktnih motora

Obe vrste motora imaju svoje prednosti ali i nedostatke, koje ih čine pogodnim ili

nepodesnim zavisno od svrhe primene. Evidentno je da većina savremenih motora putničkih i

teretnih vozila imaju četvorotaktne motore, što je samo po sebi dovoljan pokazatelj o

njihovim prednostima za ovu vrstu primene.

U prednosti ovih motora ubraja se:

- znatno veća dugovečnost, pre svega zbog manjih termičkih naprezanja i manje snage

po jedinici zapremine

- veća ekonomičnost, odnosno veći efektivni stepen korisnosti

- ekološki su prihvatljiviji zbog kvalitetnijeg sagorevanja, te time i manjeg zagaĎenje

okoline, ali i manje buke koju staraju svojim radom

Jedino u oblasti dizel motora velikih snaga (preko 1000 kW snage, na primer za

brodski i lokomotivski pogon), veće prednosti su na strani dvotaktnih motora.

Sa druge strane, kod motora malih snaga, prednost dvotaktnih motora se odnosi na

jednostavnost konstrukcije, manju masu (veću specifičnu snagu) i malu zavisnost od poloţaja

(pogodan za primenu gde se često i znatno menja poloţaj motora, na primer kod malih

poljoprivrednih mašina – kultivatora i sličnih). Ovo upravo dolazi stoga stoga što ovi motori

nemaju centralizovano podmazivanje i pumpu za ulje u sistemu podmazivanja delova koja bi

dobavljala ulje iz jednog spremišta.

154

III.8.3 Podela motora

Pokušaji ali i potrebe da se reše neki od osnovnih nedostataka motora sa unutrašnjim

sagorevanjem rezultovalo je nizom različitih načina izvoĎenja motora, počev od vrste goriva i

načina sagorevanja, načina hlaĎenja, poloţaja i rasporeda cilindara, ali i brojnim drugim

različitostima.

S obzirom da svi motori sa unutrašnjim sagorevanjem imaju isti princip radnog

ciklusa, osnavna podela pored taktnosti je prema vrsti goriva koje motor koristi i načinu

ostvarenja procesa sagorevanja. Prema ovoj podeli motori se dele na

- motori sa paljenjem gorive smeše pomoću varnice, u našoj literaturi poznatiji kao

"oto motori", prema svom konstruktoru (August Nikolaus Otto), kome nije pripalo i pravo

patenta za princip rada. Ovi motori u principu kao gorivo troše lake frakcije sirove nafte, na

primer benzin ili neko gasovito gorivo, te se stoga često nazivaju i benzinskim motorima.

- Druga grupa su motori sa samopaljenjem gorive smeše - poznati kao "dizel

motori", po prezimenu svog pronalazača i nosioca patentnog prava Rudolfa Dizela (Rudolf

Diesel).

Ova vrsta motora usisava čist vazduh, sabija ga tako da se istom pored podizanja

pritiska povećava i temperatura do te mere da ista prevazilazi temperaturu samopaljenja

goriva. U pogodnom trenutku, pri kraju procesa kompresije, čisto dizel gorivo se pod visokim

pritiskom (od 200 do 2000 bar), ubrizgava u cilindre, meša se sa vazduhom koji je već sabijen

do temperature koja obezbeĎuje samopaljenje goriva i sagoreva. Ova vrsta motora je

sposobna da koristi i teţe frakcije nafte, pa čak i mazut (veliki brodski motori).

Pored načina paljenja smeše, razlika izmeĎu ovih dveju koncepcija je i u načinu

ostvarenja gorive smeše. Kod većine oto motora, proizvodnje do 1990. godine, smeša goriva i

vazduha se stvara van motora u posebnom ureĎaju, tako zvanom karburatoru, ili u mešaču

kod gasnih motora a potom se kao već delimično homogenizovana smeša, usisava se u

cilindre (kod usisnih motora) ili uduvava pod pritiskom pomoću turbo-kompresora, kod

takozvanim natpunjenih motori.

Kod modernijih vrsta motora, proizvodnje posle 1990. god, benzin se ubrizgava u

usisni kolektor pod malim pritiskom (3-5 bar), isparava, s obzirom da čestice benzina padaju

na vreo usisni ventil, para benzina se meša sa vazduhom i usisava u cilindre, dakle opet

relativno homogenizvana smeša ulazi u cilindar. Ovakvi motore se često nazivaju indţekšen

(injection) motori.

Kod sistema za obrazovanje smeše kao što je karburator ili centralni sistem za

ubrizgavanje goriva, kod oto motora, gorivo se uvodi u struju vazduha samo na jednom

mestu. Stoga kod više cilindričnih motora mogu da nastanu problemi u jednakoj raspodeli

smeše kako po količini tako i po kvalitetu iste. Zbog nemogućnosti da gorivo odmah ispari,

mnogo kapljica različitih veličina biva transportovano sa vazduhom, tako da one tek u

cilindru ispare. Na krivinama usisne cevi, više ili manje, takoĎe dolazi do kondenzacije već

isparenog goriva tako da i ono u cilindar ulazi u tečnom stanju. Ispitivanja su pokazala da se u

ekstremnim slučajevima, čak 50% goriva uĎe u cilindar u neraspršeno, to jest u tečnom stanju.

Stoga je način izvoĎenja usisne cevi veoma značajan (prečnik, duţina, zakrivljenost,

promenjivost poprečnog preseka).

Da bi se neravnomernost smeše po cilindrima smanjila pa time i umanjila negativna

dejstva (povećana potrošnja goriva, pad snage, detonantno sagorevanje, povećanje emisije CO

i HC u izduvnim gasovima, neophodno je dogrevanje usisne cevi. Ovo je za gore navedene

činjenice delotvorno, ali ima negativno dejstvo na smanjenje stepena punjenja cilindra usled

smanjenja gustine smeše. Stoga je optimiranje dogrevne površine usisne cevi i količina

dovedene toplote veoma značajna.

155

Kod novijih koncepcija oto motora, doduše, još uvek u serijama samo poznatijih

proizvoĎača, postoje konstrukcije kod kojih se gorivo ubrizgava direktno u komoru za

sagorevanje, pod pritiskom do 120 bar i potom, pre dolaska klipa u spoljnu mrtvu tačku, pali

varnicom. Pri tome tendencija je da goriva smeša bude siromašna (λ<1, to jest, manja količina

goriva od stehiometrijski potrebne). Ovakvo obrazovanje gorive smeše naziva se unutrašnjim

obrazovanjem smeše.

Primera radi navodimo Micubišijev (Mitzubischi) – GDI (Gasolin direct injection)

motor ili Peţo-Citroen-ov (Peugeot-Citroen PSA) – HPI (High pressure injection) motor.

Zbog vrlo uskih granica za sagorevanje benzina kod oto motora, za ekstremno

siromašne smeše, neophodno je takozvano slojevito punjenje. Princip ovakvog punjenja je

zasnovan na mogućnosti da se prvo ubrizga odreĎena, glavna količina goriva, koja bi sa

vazduhom pravila veoma siromašnu smešu, a potom dodatna količina goriva u blizini svećice,

čime bi se u njenoj okolini stvorila bogata smešu, koja se stoga lakše pali i koja bi sluţila kao

inicijalna energija za paljenje ostale siromašne smeše.

Ispitivanjima je pokazano da rad motora sa siromašnom smešom ne moţe da se

realizuje ubrizgavanjem u usisnu cev.

Prednosti unutrašnjeg obrazovanja smeše su:

- bolje hlaĎenje gorive smeše, smanjenje gubitaka pri punjenju,

- mogućnost realizovanja motora koji radi sa vrlo siromašnom smešom,

- poboljšanje termodinamičkog a time i efektivnog stepena korisnosti.

Nasuprot ovom, negativnosti su sledeće:

- kratko vreme koje stoji na raspolaganju za obrazovanje smeše, te se za kvalitetno

sagorevanje moraju postići povoljni uslovi drugim merama (oblik komore za

sagorevanje, intenzivno vrtloţenje smeše i slično),

- naknadna obrade izduvnih gasova radi smanjenja NOx.

Trenutno se u institutima intenzivno radi na stvaranju benzinskih motora, kod kojih bi

se paljenje gorive smeše vršilo samopaljenjem u poroznoj sredini, u principu jednovremeno,

kao procesom pogodnijim za sagorevanje i stvaranje manje štetnih komponenata za ţive

organizme i ljude. MeĎutim ova vrsta motora je još uvek u fazi laboratorijskih ispitivanja.

Prednosti i nedostaci oto i dizel motora

Činjenica je da je prednost jedne vrste motora nad drugom istovremeno nedostatak

druge u odnosu na prvu, tako da se ni u kom slučaju ne moţe dati jedan generalni zaključak.

Prednosti oto motora:

Veća elastičnost i samostabilizacija, lakše stratrovanje u zimskim uslovima, manja

masa za istu snagu, manji gabarit, veća snaga po jednom litru radne zapremnine (takozvana

litarska snaga).

Nedostaci oto motora:

Pri povećanom opterećenju moguće detonantno sagorevanje, relativno nizak efektivni

stepen korisnosti, te time veća potrošnja goriva, emisija štetnih izduvnih gasova NOx, CO,

CH je nepovoljna, te je potrebno katalitičko prečišćavanje istih.

Prednost dizel motora:

Niţa potrošnja goriva u uslovima delimičnih (parcijalnih) snaga, veći stepen korisnosti

zbog znatno većeg stepena kompresije, u principu rade na niţim brojevima obrtaja te je kod

sporohodih mašina potreban manji prenos u transmisiji nego da je pogon benzinskim

156

motorima, povoljniji su od oto motora u pogledu bezbednosti, s obzirom da se dizel gorivo

teţe pali od benzina, emisija štetnih izduvnih gasova je povoljnija ali stoga oni imaju čaĎi u

izduvnim gasovima i lake lebdeće čestice koje su sa aspekta zdravlja ljudi jako nepovoljne.

Nedostaci dizel motora:

Nedovoljna elastičnost, veća specifična masa odnosno manja specifična snaga, visoka

potrošnja u radu pri visokim brojevima obrtaja, nepovoljan rad na niţim opterećenjima,

zahteva visoku čistoću goriva, velika buka i “lupanje” kod hladnog starta, moguće oteţano

startovanje u zimskim uslovima.

III.8.3.1 Podela prema naĉinu hlaĊenja motora

Klipni toplotni motori SUS deo energije dobijene sagorevanjem goriva ne mogu da

transformišu u mehanički rad, tako da se taj deo toplotne energije predaje okolini različitim

putem (izduvni gasovi, zračenje, rashladni medijum). Deo ukupne energije koji se odvodi

rashladnim medijumom (rashladna tečnost ili vazduh) iznosi čak i do 40%. Upravo stoga,

kojim se sredstvom hladi motor, načinjena je podela na motore hlaĎene tečnošću i vazduhom

hlaĎene motore. Oba načina imaju svoje prednosti i nedostatke.

Osnovna prednost tečnošću hlaĎenih motora, koja ustvari i čini da u sadašnje vreme

tečnošću hlaĎeni motori imaju primat na trţištu, je ravnomerna raspodela temperature zidova

motora (oko 95 0C), drugim rečima termički su stabilniji, te time imaju stalan radni zazor, što

čini da ovi motori imaju ravnomerniji rad i bolje sagorevanje. Pored toga ovi motori su manje

bučni, stoga što tečnost u bloku i glavi motora prigušuje buku i vibracije.

Prednost vazduhom hlaĎenih motora su u tome što je kod ovih radna temperatura

znatno viša (oko 170 0C), te samim tim podnose veće temperaturne razlike i varijacije u

temperaturi rashladnog vazduha. Druga značajna prednost je u tome što imaju manje delova i

sklopova u rashladnom sistemu koji su podloţni otkazu. Sa druge strane, nedostatak ovih je i

veći broj različito profilisanih limova kojima se vazduh usmerava na mesto hlaĎenja, te oni,

ukoliko nisu dovoljno pričvršćeni, stvaraju buku i nepravilno razvode vazduh. Pored toga

zbog eventualnog zauljivanja ili uopšte zaprljavanja rebara preko kojih se cilindri i glava

motora hlade, ovi motori su tada jako podloţni pregrevanju.

III.8.3.2 Podela motora prema rasporedu cilindara

Domišljatost ljudskog uma i nedostaci pojedinih vrsta motora dovelo je do toga da

danas postoji velika raznolikost u načinu postavljanja i rasporeda cilindara kod motora, pa

time i podela prema rasporedu cilindara.

Tako na primer, zavisno od broja cilindara, motori se mogu podeliti na

jednocilindrične i višecilindrične motore. Kod ovih drugih, već prema tome kako su

razmešteni, moţe da se govori o rednim ili tako zvanim linijskim motorima, kod kojih su

cilindri u jednoj liniji, pod različitim uglovima nagiba cilindara (kosi motori) ili motorima gde

su cilindri razmešteni u dve ili više linija pod uglom, takozvani V ili W motori.

Poseban razmeštaj V motora su takozvani V-1800 i "boxer" motori. Obe ove vrste se

drugojačije zovu horizontalni motori. Kod prve grupe (V-1800 motori) cilindri su postavljeni

jedan naspram drugog u jednoj horizontalnoj ravni, ali tako da naspramni cilindri imaju

zajedničku osu, pa time klipnjače ovih cilindara imaju jedan zajednički leteći rukavac na

kolenastom vratilu.

157

Slika III.8-5 Različite kombinacije linijskog rasporeda cilindara

. Kod druge grupe ("boxer" motori), cilindri su jedan naspram drugog, takoĎe u jednoj

horizontalnoj ravni, ali su meĎusobno pomereni, tako da svaki cilindarski sklop ima svoj

leteći rukavac na kolenastom vratilu.

TakoĎe postoje motori sa više kolenstih vratila (čak četiri) ili motori kod kojih su po

dva klipa u jednom cilindru, ali se kreću suprotnim smerovima (takozvani motori sa

suprotnosmernim klipovima) – slika III.8.6.

a) b)

Slika III.8-6 Različite kombinacije rasporeda cilindara motora sa više kolensatih

vratila i suprotnosmernim klipovima

a) Dvoosovinski motor sa suprotnosmernim klipovima

b)Troosovinski motor sa suprotnosmernim klipovima

Slika III.8-7 Klipni motor sa kosom pločom

Dvoredi- dvoosovinski liniski motor Dvoosovinski H- motor

Slika III.8-8 Različite kombinacije rasporeda cilindara motora sa

više kolensatih vratila

158

a) glavna klipnjača sa jednom bočnom (uobičajeno izvođenje kod V motora sa

naspramnim cilindrima u istoj vertikalnoj ravni)

b) glavna klipnjača sa više bočnih (uobičajena konstrukcija kod zvezdastih motora sa

zvezdom u jednoj ravni)

c) dve istovetne klipnjače na jednom letećem rukavcu kolenastog vratila (uobičajeno

kod V motora, kod kojih su naspramni cilindri podužno pomereni - ne leže u istoj

vertikalnoj ravni)

Slika III.8-9 Različite načini vezivanja klipnjača sa kolenastim vratilom

Posebna grupa motora se takozvani zvezdasti motori, kod kojih su cilindri rasporeĎeni

po obimu kućišta u obliku zvezde, po kojoj su i dobili takvo ime. Broj redova zvezda nije

ograničen, što zavisi od veliline motora i broja cilindara. Redovi mogu da budu jedan iz

drugog, najčešće radi boljeg hlaĎenja, sa meĎusobnim razmakom. Isto tako cilindri mogu da

budu u jednom nizu ili su nizovi ugaono pomereni. Ova vrsta motora je uobičajena kod

aviona sa klipnim motorima i u principu izvedeni su kao vazduhom hlaĎeni motori.

159

X-motor (X- zvezda) Redni zvezdasti motor

jednostruka zvezda dvostruka zvezda višestruka zvezda

Slika III.8-10 Različite kombinacije rasporeda cilindara kod zvezdastih motora

Više rariteta radi, pomenuli bi smo i jednu posebnu grupu zvezdastih motora koji su

osobeni po tome što se kod njih „telo motora” ili bolje rečeno ceo motor, obrće oko

kolenastog vratila koje je fiksirano. Ova vrsta motora je se u stručnim krugovima zovu

„megola” motori, prema nemačkoj firmi koja ih je konstruisala i proizvodila (slika III.8-11).

Jedan ovakav motor je izloţen u tehničkom muzeju u Zagrebu. Naravno ovi motori se više ne

proizvode, zbog niza osobenosti koje su kod njih zastupljene (snabdevanje cilindara gorivom,

podmazivanje i slično) a pomenuti su samo kao primer neograničene domišljatosti ljudskog

uma.

Slika III.8-11

Takmičaraski motocikl sa

“megola” motorom smeštenim u

prednjem točku (tridesete godine

XX. veka)

(iz zbirke slika tehničkog

muzeja u Zagrebu)

160

Mesto primene

U današnje vreme klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem imaju svoje mesto

primene u skoro svim vrstama transportnih sredstava, a redovno su pogonski agregati

drumskih vozila i brodovima civilne namene.

Zavisno od svojih konstruktivnih karakteristika (veličina, vrsta, masa, odnos snage

prema masi, odnos snage prema radnoj zapremini motora i sličnim karakteristikama) unapred

se moţe predodrediti i mesto primene pojedinih motora.

Slika III.8-12 Mesta primene motora i uporedna veličina motora

III.8.4 KARAKTERISTIKE KLIPNIH MOTORA SA UNUTRAŠNJIM

SAGOREVANJEM

III.8.4.1 Konstruktivne karakteristike

Kako je rečeno klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem se sastoje od niza sistema i

agregata koji zajedno čine motor. Ovi sistemi motora su:

- Krivajni klipni mehanizam, uključujući i cilindar

- Razvodni mehanizam (sistem razvoĎenja radnog medijuma)

- Blok (kućište) motora sa osloncima motora

- Sistem za napajanje motora gorivom (znatno se razlikuju kod oto i dizel motora)

- Sistem za stvaranje varnice (kod oto motora)

- Sistem za hlaĎenje motora

- Sistem za napajanje motora čistim vazduhom

- Sistem za odvoĎenje sagorelih gasova i prigušenje buke

- Sistem za podmazivanje

Svaki od nabrojanih sistema i mehanizama ima svoju odreĎenu ulogu, tako da oni

samo zajedno, čine motor sposobnim za rad, sa zahtevanim spoljnim karakteristikama.

161

III.8.4.1.1 Zapremina motora

Svaki motor se odlikuje svojom radnom zapreminom, koju predstavlja zbir radnih

zapremina pojedinih cilindara. Pod radnom zapreminom jednog cilindra (Vs) podrazumeva

se zapremina valjka, koga opiše klip svojim kretanjem od spoljne ka unutrašnjoj mrtvoj tački

2 2

3 3 cm cm 4 4

s st

d dV s V s i

(III.8.4.1)

gde su:

Radna zapremina jednog Vs cm3; l

Ukupna radna zapremina motora Vst cm3; l

Prečnik cilindra d cm; mm

Duţina hida klipa s cm; mm

Broj cilindara i -

Dakle zbir radnih zapremina svih i cilindara predstavlja ukupnu radnu zapreminu

motora Vst , koja obično, pored snage, predstavlja osnovnu karakteristiku motora.

Pored ove zapremine u motoru se razlikuje i takozvana zapremina kompresionog

prostora (Vc), koja predstavlja zapreminu omeĎenu sa jedne strane glavom motora a sa druge

čelom klipa motora, kada je klip u spoljnoj mrtvoj tački. Moţe se aproksimativno uzeti da u

ovoj zapremini počinje glavni deo realnog procesa sagorevanja, a u teorijskim razmatranjima i

da se odigrava ceo proces (stoga se on i ne uzima kao poseban proces radnog ciklusa).

III.8.4.1.2 Stepen kompresije

Pod stepenom kompresije (ε) se podrazumeva odnos izmeĎu zapremine jednog

cilindra kada je klip u donjoj mrtvoj tački (zbir radne Vs i kompresione zapremine Vc), prema

radnoj zapremini Vs

c s

s

V V

V

- (III.8.4.1)

Oto motori, odnosno drugojačije nazvani benzinski ili motori koji se pale iskrom, u

odnosu na dizel motore (motori sa samopaljenjem) imaju upravo zbog načina začetka

sagorevanja različite stepene kompresije.

Kako je već rečeno kod benzinskih motora smeša se pali stranom varnicom, dakle

samopaljenje ni u kom slučaju nije dozvoljeno, te stoga ovi motori imaju nešto niţi stepen

kompresije te time i efektivni stepen korisnosti, odnosno veću potrošnju goriva od dizel

motora, po snazi sličnih karakteristika.

Nasuprot ovima, kod dizel motora neophodno je da se u cilindru postigne temperatura

viša od temperature samopaljenja goriva, zbog čega je potrebno da isti imaju i viši stepen

kompresije.

Ova karakteristika je posebno značajna s obzirom da direktno utiče na efektivni stepan

korisnosti motora, odnosno u krajnjem slučaju na potrošnju goriva.

162

Tabela III.8.4-1 Stepeni komprersije u zavisnosti od vrste i tipa motora

Vrsta i tip motora Stepen kompresije Ograniĉenje stepena kompresije

Dvotaktni oto motori 7,5 - 10

Donje, zbog povećanja stepena

korisnosti (ne manje od 7).

Gornje, zbog onemogućenja

samopaljenja i pojave detonantnog

sagorevanja (ne veće od 11

eventualno 14)

Četvorotaktni oto motor sa

dva ventila po cililindru

8 - 10


četiri ventila po cilindru

8 - 10


direktnim ubrizgavanjem

11 - 14

Četvorotaktni dizel motor

sa predkomorom

18 - 24 Donje, zbog omogućenja samo-

paljenja i dobrog stepena

korisnosti na punoj snazi (ne manje

od 12 kod brodskih i 14 kod ostalih

motora)

Gornje, zbog opterećenja delova

(ne veće od 24)

Četvorotaktni dizel motor

sa direktnim ubrizgavanjem

17 - 21

Veliki brodski motori 12 - 18

III.8.4.1.3 Srednji efektivni pritisak

Karakteristika koja posredno pokazuje koliko se energije oslobodilo u procesu

sagorevanja u cilindru. Izraţava se kao srednji efektivni pritisak ostvaren za vreme jednog

radnog ciklusa. Obično se obeleţava sa pe, a jedinica mere je bar ili MPa.

Ovo je računska karakteristika, a dobija se planimetrisanjem realnog indiciranog

pritiska u motoru (laboratorijski uslovi), odnosno izračunavanjem na osnovu karakteristika

ciklusa. Drugim rečima u motoru ne moţe da se izmeri.

Za poznatu vrednost obrtnog momenta pri maksimalnoj snazi, srednji efektivni

pritisak se izračunava iz jednakosti

max

30 ee

su P

Pp

V n

[MPa] (III.8.4.2)

pri čemu su: Pe [kW] efektivna nazivna snaga motora

Vsu [l] ukupna radna zapremina motora

n [min-1

] broj obrtaja motora

III.8.4.1.4 Taktnost motora

Karakteristika koja direktno utiče na snagu motora, a govori da li se ceo radni ciklus

motora ostvaruje za jedan ili dva obrtaja kolenastog vratila, odnosno, da li se radi o

dvotaktnom ( = 2) ili četvorotaktnom motoru ( = 4). Taktnost motora se u formulama

uobičajeno obeleţava sa .

163

Tabela III.8.4-2 Uobičajene vrednosti srednjeg efektivnog pritiska u motoru

Vrsta motora Srednji efektivni pritisak

[MPa]

Ĉetvorotaktni oto motori

Motori za motocikle do 1,2

Sportski motori (formula 1) do 1,8

Usisni motori za putnička vozila do 1,3

Nadpunjeni motori za putnička vozila do 1,7

Gasni motori do 1,0

Ĉetvorotaktni dizel motori

Nadpunjeni motori za putnička vozila do 2,0

Nadpunjeni motori za teretna vozila do 2,2

Veliki brzohodi motori do 3,0

Motori srednje brzohodosti do 2,5

Dvotaktni dizel motori

Normalno punjenje do 1,5

Nadpunjeni do 2,0

Sprohodi motori sa ukrsnom glavom

(brodski)

do 1,5

III.8.4.1.5 Efektivna snaga motora

Karakteristika zbog koje se motor i koristi. Matematički izraţena predstavlja proizvod

više bitnih karakteristika i uobičajeno se obeleţava sa Pe.

30

e sue

p V nP

kW → max

max max max30

Pe P P P

nP T T

(III.8.4.3)

U ovoj formuli su:

Pe kW - efektivna (nazivna) snaga motora

pe MPa - srednji efektivni pritisak ciklusa

Vsu l - radna zapremina motora

nPmax min-1

- broj obrtaja motora (kolenastog vratila) pri efektivnoj snazi

τ - - taktnost motora (τ = 4 za četvorotaktne; τ = 2 za četvorotaktne motore)

TPmax Nm - obrtni moment motora pri maksimalnoj snazi

Kako je već ranije rečeno, a proističe iz navedene formule, čini se da dvotaktni motori

pod istim ostalim uslovima imaju dvostruko veću snagu. MeĎutim to je samo prividno, s

obzirom da ovi motori imaju mnoge druge gubitke, koji utiču na smanjenje srednjeg

efektivnog pritiska, te je snaga u principu veća samo za oko 60 %.

164

Formula snage se moţe razloţiti u oblik u kome su prikazane, u principu,

najznačajnije karakteristike koje direktno utiču na snagu motora.

0

0 0

d ie v m st

H p nP K V

l T

kW (III.8.4.4)

K - faktor korekcije

Hd/l0 - Odnos donje toplotne moći goriva (Hd) i stehiomerijske količine vazduha

potrebne za potpuno sagorevanje (l0). Ova karakteristika je u principu za jednu vrstu goriva

konstantna, na primer za ugljovodonike (benzin, dizel gorivo) je oko 2960 kJ/kg. Na ovu

karakteristiku se ne moţe ni na koji način uticati.

i/ - odnos indikatorskog stepena korisnosti i koeficijenta sastava smeše, od koga se

očekuje maksimum

p0/T0 - odnos pritiska i temperature vazduha, koji direktno govori o gustini vazduha.

Pokazuje direktno da se višim pritiscima vazduha (nadpunjeni motori) moţe dobiti i veća

snaga.

v - stepen punjenja cilindra radnom smešom

m - mehanički stepen korisnosti motora

Vst - radna zapremina motora

III.8.4.1.6 Obrtni moment motora

Ova karakteristika direktno govori o vučnim sposobnostima motora. Za mobilne

mašine i vozila veoma je poţeljno da obrtni moment ima visoke vrednosti na niţim brojevima

obrtaja, čime se povećava elastičnost motora i lakše savlaĎivanje promenljivih opterećenja

bez učešća vozača.

Maksimalni obrtni moment se izračunava na osnovu poznate maksimalne snage

odnosno maksimalnog efektivnog pritiska u motoru i ukupne radne zapremine

maxmax

max

9550 eP

P

PT

n Nm odnosno max

9550

30

e suP

p VT

Nm (III.8.4.5)

pri čemu su uticajni parametri dati u sledećim jedinicama:

Pe kW - efektivna (nazivna) snaga motora

pe MPa - srednji efektivni pritisak ciklusa

Vsu l - radna zapremina motora

nPmax min-1 - broj obrtaja motora (kolenastog vratila) pri efektivnoj snazi

τ - - taktnost motora (τ = 4 za četvorotaktne; τ = 2 za četvorotaktne

motore)

U poreĎenju dva motora, koji imaju jednak srednji efektivni pritisak, sledi da će veći

obrtni moment imati motor sa većom radnom zapremenom.

165

III.8.4.1.7 Ĉasovna potrošnja goriva

Pod ovom karakteristikom se podrazumeva ukupna potrošnja goriva za vreme od

jednog sata rada motora pri punoj snazi. Ova karakteristika je od manjeg značaja za poreĎenja

različitih motora, s obzirom da motor vozila, u toku jednog realnog sata rada, obično radi pod

nekim promenjivim opterećenjem. Obeleţava se uobičajeno sa Gh kg/h.

III.8.4.1.8 Efektivna specifiĉna potrošnja goriva

Predstavlja odnos izmeĎu ukupne časovne potrošnje goriva i snage motora. Ova

karakteristika je posebno vaţna s obzirom da direktno govori o tome koliko se potroši goriva

po jednom kW snage motora na sat. Obeleţava se sa ge, a jedinica je g/kWh.

Tabela III.8.4-3 Minimalne specifične potrošnje i efektivni stepen korisnosti motora

Vrsta i tip motora

Minimalna specifiĉna

potrošnja goriva*

[g/kW h]

Maksimalni efektivni

stepen korisnosti**

[ - ]

Dvotaktni benzinski motori

Mali dvotaktni motori 350 0,25

Motori motocikala 270 0,32

Benzinski motori

Benzinski ĉetvorotaktni

motori putniĉkih vozila

250 0,35

Benzinski nadpunjeni

motori putniĉkih vozila

245 0,37

Dizel motori

Dizel motori sa pretkomorom

za putniĉka vozila

240 0,35

Dizel nadpunjeni motori sa


putniĉkih vozila

210 0,42

Dizel nadpunjeni motori sa


teretnih vozila

190 0,45

Dizel dvotaktni motori velikih

snaga sa ukrsnom glavom

156 0,54

* Minimalna specifična potrošnja nije manja od naznačenih vrednosti

** Maksimalni efektivni stepen korisnosti nisu veći od naznačenih vrednosti

he

e

Gg

P

g

kW h

(III.8.4.6)

166

Specifična potrošnja goriva je promenljiva veličina i ima minimum (najpovoljniji

reţim rada), pri kome je postiţe najveći učinak motora i najmanje termičko opterećenje istog.

Ova radna tačka se kod motora nalazi u nešto višim od broja obrtaja pri kome motor ima

maksimalni obrtni moment.

III.8.4.1.9 Efektivni stepen korisnosti

U opštem slučaju kod motora stepen korisnosti podrazumeva odnos dobijene energije,

rada ili snage prema uloţenoj.

Kod motora SUS u principu se razlikuju stepeni korisnosti: termodinamičkog ciklusa

„ηtd”, stepen dobrote ciklusa „ηd”, indicirani (unutrašnji) „ηi”, efektivni „ηe” i mehanički

stepen korisnosti „ηm”. Svi ovi stepeni korisnosti stoje u meĎusobnoj korelaciji

e td d m pri čemu je indicirani stepen korisnosti i td d (III.8.4.7)

tako da se efektivni stepen korisnosti ima kao e i m

Efektivni stepen korisnosti se definiše radom ostvarenom na kolenastom vratilu prema

energiji dobijenoj sagorevanjem goriva, odnosno 1

ee

W

Q

e

1

2

3600

2e e

i

h d e d

Nm n

W Pcikl

J nQ G H g H

cikl

- (III.8.4.8)

U prethodnoj formuli časovna potrošnja goriva kao i efektivna snaga mogu da se

izmere za poznatu donju toplotnu moć goriva, tako da se ovaj stepen korisnosti dobija

izračunavanjem iz navedenih merenih veličina.

Dakle, na osnovu poznate efektivne specifične potrošnje goriva (uzete recimo iz

univerzalnog dijagrama) moţe da se sračuna i efektivni stepen korisnosti motora, prema

formuli

3600

e

e dg H

- (III.8.4.9)

pri čemu su:

Hd MJ/kg - donja toplotna moć goriva

ge g/kW h - efektivna specifična potrošnja goriva

Gh g/kW h - časovna potrošnja goriva

Pe kW - efektivna snaga motora

Efektivni stepeni korisnosti se razlikuju kod oto i dizel motora, pre svega zbog

različitih stepena kompresija se kojima oni rade. Iz tih razloga treba očekivati da svi motori sa

većim stepenom sabijanja imaju i veći stepen korisnosti. Granica do koje se očekuje priraštaj

stepena korisnosti je oko stepena kompresija 14, tako da dalje povećanje stepena kompresije

samo asimptotski pribliţava efektivni stepen korisnosti nekoj maksimalnoj vrednosti, a znatno

povećava opterećenje delova motora i time smanjuje mehanički stepen korisnosti.

Neke okvirne vrednosti efektivnih stepeni korisnosti date su u tabeli III.8.4-3.

167

Slika III.8-13 Uticajne veličine na efektivni stepen

korisnosti jednog četvorotaktnog oto motora

III.8.4.1.10 Spoljna brzinska karakteristika motora

Pod ovom karakteristikom se podrazumeva dijagram na kome su prikazani tok krive

snage, krive obrtnog momenta i specifične potrošnje goriva, sve u funkciji broja obrtaja

motora za takozvano najveće punjenje motora, odnosno kada je prolaz smeše potpun i

neometan kod oto motora ili najveće punjenje kod dizel motora (na primer kada je poluga na

pumpi visokog pritiska dizel motora sa najvećim otklonom, kod motora sa ovom vrstom

pumpi).

Slika III.8-14. Dijagram spoljne brzinske karakteristike motora

i karakteristični brojevi obrtaja

168

Iz ovog dijagrama je vidljivo da se kod motora mogu da „razluče“ sledeće

karakteristične tačke i brojevi obrtaja:

- Tačka (dijapazon) maksimalne snage Pe, usled čega se obično i obeleţava broj

obrtaja na kome je maksimalna smaga (Pe/min-1

)

- Tačka (dijapazon) maksimalnog obrtnog momenta Tmax = Te. Ova karakteristika je

uobičajeno na jednom dijapazonu brojeva obrtaja, ali se u podacima motora obično daje u

zavisnosti broja obrtaja kada je moment najviši (Tmax/min-1

)

- Dijapazon minimalne specifične potrošnje goriva gmin,. U ovom dijapazonu je i

najveći efektivni stepen korisnosti motora, s obzirom da postoji direktna zavisnost ovih

veličina

3600e

e dg H

gde su: Hd [MJ/kg] - donja toplotna moć goriva (III.8.4.10)

ge [MJ/kg] – specifična potrošnja goriva

Karakteristični brojevi obrtaja su

- Minimalni broj obrtaja (prazan hod) nmin, ispod koga je odavanje snage nemoguće

- Dijapazon brojeva obrtaja kada je obrtni moment maksimalan nTe = nTmax

- Dijapazon brojeva obrtaja kada je specifična potrošnja goriva minimalna ngmin

- Dijapazon brojeva obrtaja kada je snaga motora maksimalna nPe = nPmax

- Maksimalni broj obrtaja preko koga eksploatacije nije preporučljiva nmax,

III.8.4.1.11 Univerzalni dijagram

Dijagram jednakih specifičnih potrošnji goriva u koordinatnom sistemu, pri čemu su

na apscisi predstavljeni broj obrtaja motora u jedinici [min-1

], a na ordinati obrtni moment sa

jedinicama [Nm] ili specifični rad motora [J/dm3].

Slika III.8-15 Univerzalni dijagram VW oto motora putničkog vozila

169

Umesto označenog obrtnog momenta, koji omeĎuje dijagram sa gornje strane, veoma

često se unosi srednji efektivni pritisak motora ili specifični rad koji je brojno jednak

srednjem efektivnom pritisku.

Slika III.8-16 Univerzalni dijagram dizel motora VW V8 –TDI

namenjenog putničkim vozilima

Slika III.8-17 Univerzalni dijagram dizel motora zapremine 12 l

namenjenog teretnim vozilima i graĎevinskim mašinama

170

Naziv univerzalni je dobio stoga što iz njega mogu direktno da se očitaju traţene

veličine, kao što su obrtni moment ili specifični rad motora, srednji efektivni pritisak motora

ili specifična potrošnja goriva, za poznati broj obrtaja. Izračunavanjem moţe da se dobije

snaga, časovna potrošnja goriva i što je najvaţnije, da se odredi oblast ekonomične

eksploatacije motora, koji je uvek u oblasti nekih parcijalnih snaga.

Upravo iz ovog dijagrama se najbolje vidi da motori sa unutrašnjim sagorevanjem

imaju relativno mali dijapazon broja obrtaja pri kome im je efektivni stepen korisnosti

zadovoljavajući (reţim rada na takozvanom „polu ekonomičnosti“ – najmanje specifične

potrošnje goriva), dok je u ostalim reţimima rada potrošnja goriva znatno veća, pa time i

ekonomičnost manja.

III. 8.5 ZNAĈICE MOTORA

Značice motora predstavljaju karakteristike koje posredno ili direktno govore o

kvalitetu motora, njegovoj dugovečnosti, mestu primene odnosno svrsishodnosti primene

istog. Ova karkteristika je veoma varijabilna prema godištima proizvodnje, s obzirom da

direktno zavisi od trenutnog stanja u tehnici i tehnologiji proizvodnje motora i maziva.

Najčešće upotrebljavane značice su:

- Specifična masa odnosno specifična snaga

- Srednja brzina klipa - brzohodost motora

- Odnos hoda prema prečniku klipa

- Litarska snaga motora

- Gabarit motora

Tabela III.8.5-1 Pokazatelji karakteristika i svrhe motora – značice*

* Vrednosti znaĉica ostvarenih do 2010 godine

Vrsta i tip motora Litarska

snaga

kW/l

Specifiĉna masa

kg/kW

Maksimalni

broj obrtaja

min-1

Srednja brzina klipa

m/s

Sportski motori

(automobili i motocikli)

200

0,4

n ~ 20000

25

Oto motori putniĉkih

vozila

70 2,0 n ~ 6500 19

Nadpunjeni oto motori

putniĉkih vozila

100 3,0 n ~ 6000 19

Usisni dizel motori

putniĉkih vozila

45 5,0 n ~ 4500 20

Nadpunjeni dizel motori

putniĉkih vozila

65 4,0 n ~ 4500 15

Dizel motori teretnih

vozila

30 5,5 n ~ 3000 14

Brzohodni dizel motori 15 11,0 n ~ 4500 13

Dizel motori normalne

brzohodnosti

7,5 19,0 n ~ 500 10

Sporohodni (brodski)

dvotaktni dizel motori

3,0 55,0 n ~ 100 8

171

Specifiĉna masa – specifiĉna snaga predstavlja odnos njegove mase i efektivne snage

motora kg/kW, odnosno efektivne snage prema masi motora kW/kg. Ona pokazuje koliki

je utrošak materijala po 1 kW snage, kvalitetu upotrebljenog materijala i stepenu obraĎenosti

istog. Ova karakteristika sugeriše mesto primene motora i indirektno govori o njegovoj ceni.

Recipročna vrednost ovoj značici je specifična snaga i njena jedinica je kW/kg.

Litarska snaga motora, karakteristika koja direktno govori o forsiranosti motora, pa

time i o veku trajanja motora, nameni i svrsishodnosti istog. Definiše se odnosom snage

prema ukupnoj zapremini motora. Jedinica iste je kW/l.

Savremeni motori za putnička vozila imaju vrednost do 60 kW/l, a za teretna do 40

kW/l.

Za graĎevinske i radne mašine i uopšte mašine sa teţim uslovima rada, obično se

biraju motori manjih litarskih snaga.

Srednja brzina klipa je karakteristika za koju se vezuje pojam brzohodosti motora, s

obzirom da je broj obrtaja nepodesna veličina zbog isuveše velikog raspona brojeva obrtaja

savremenih motora (100 – 20.000 min-1

). Ona je merilo forsiranosti motora, pa time direkno

govori o veku trajanja istog i mehaničkim gubicima pojedinih motora.

Srednja brzina klipa direktno zavisi od stanja tehnike i tehnologije proizvodnje motora

i kvalitetu maziva, te se sa razvojem tehnologije menja ka višim vrednostima.

Odnos hoda prema preĉniku klipa (s/d) O ovoj karateristici se dosta vodi računa još

u fazi projektovanja motora, s obzirom da od nje mnogo zavise i druge karakteristike:

formiranje komore za sagorevanje, pa time indirektno i na kvalitet sagorevanja i emisiju

štetnih komponenata i efektivni stepen korisnosti, veličinu i poloţaj ventila i distributivnih

kanala, gabarit motora, otpornost na vibracije kolenastog vrtaila, broj obrtaja motora i slično.

Kod motora manjih snaga uobičajene vrednosti odnosa su s = d, mada ima dosta

konstrukcija koje odstupaju od ovog odnosa na „obe strane”, to jest ili je s > d ili pak

s < d.

Tabela III.8.5-2 Osnovne značice motora*

Karakteristike motora

Vrsta

motora

Specifiĉna

snaga

Specifiĉna masa

motora vozila

Srednja

brzina klipa

Hod/preĉnik

klipa

kW / l kg / kW kg /kW m/s mm/mm

Oto motor za motocikle 30 - 65 6 - 2 28 - 8 14 - 20 1

za putniĉka vozila 30 - 60 6 – 1,5 38 - 13 14 - 20 1

za trkaĉka vozila 75 - 300 1 – 0,5 7 – 1,5 18 - 25 1

Vankel motori za

putniĉka vozila

45 - 90 1,6 – 0,9 30 - 15 - -

Dizel motor za putniĉka

vozila

18 - 22 6,5 – 5,5 40 - 30 12 – 18 (20) 1 – 1,3

Dizel usisni motori za

teretna vozila

15 - 22 6,5 – 5,5 140 - 30 12 - 15 1 – 1,6

Turbo dizel motori za

teretna vozila

18 - 26 9,5 – 5 150 - 30 12 - 15 1 – 1,6

Lokomotivski motori 10 - 20 20 – 10 250 - 100 10 - 15 1,5 – 2,5

Brodski motori 1,5 - 10 50 - 20 - 8 - 12 1,5 – 3,5

* Vrednosti znaĉica ostvarenih do 2010 godine

172

Kod motora viših snaga i uglavnom svih dizel motora, zbog boljih karakteristika i

pogodnije emisije izduvnih gasova, u principu je s > d (do s/d = 1,4), mada kod sporohodih

brodskih motora velikih snaga ovaj odnos moţe da bude i do 3,5.

U praksi i literaturi vrlo često se sreću nazivi prema odnosu s/d:

- Nadkvadratni klip: kada je s > d

- Podkvadratni klip: „ „ s < d

- Klip sa kvadratnim odnosom: „ „ s = d

Gabarit motora, značica koja govori o gabaritu motora, odnosno predstavlja

zapreminu "paralelopipeda- sanduka" u koju moţe da se smesti motor bez sistema za

napajanje vazduhom i izduvnog sistema. Izraţava se odnosom snage i gabarita motora u m3,

kW/m3. Sadašnji motori imaju vrednost od oko 500 kW/m

3. Ova značica je posebno vaţna

kod borbenih vozila i podmorničkih motora.

III.8.6 NADPUNJENI MOTORI

U cilju postizanja veće snage i višeg stepena korisnosti, savremeni dizel motori,

umesto čistog usisavanja vazduha, imaju uduvavanje vazduha pod povišenim pritiskom od

atmosferskog (takozvani natpunjeni motori) čime se u suštini postiţe veća gustina vazduha, te

time i veća masena količina istog. Za uduvavanje vazduha koriste se kompresori niskog

pritiska - takozvane duvaljke, pre svega sa direktnim mehaničkim pogonom rotacionih

klipova ili radijalni kopresori najčešće turbokompresor, koji snagu dobija od izduvnih gasova

motora.

Kod natpunjenih motora, duvaljkama (kompresorom) vazduh se sabija na pritisak od

1-2 bar, najviše 3 bar i dostavlja cilindrima. Usled viših pritisaka ovi motori imaju veći

specifični rad, te time i višu snagu od usisnih motora, povišavajući uz to efektivni stepen

korisnosti.

Kod pojedinih vrsta motora, pogotovu motora velikih snaga, moţe da se govori i o

nadpunjenju visokim pritiscima, kada se primenjuju i duvaljke sa dvostepenim sabijanjem.

Takvi motori postiţu srednji efektini pritisak od čak 24 bar. MeĎutim, kada se govori o

motorima za putnička i teretna vozila, uglavnom se misli na srednje pritisno nadpunjenje, koje

rezultuje srednjim efektivnim pritiscima motora od 16 do 18 bar.

S obzirom da se u kompresorima i duvaljkama povećenjem pritiska istovremeno

podiţe i temperatura vazduha, čime se gustina istog smanjuje, u cilju otklanjanja tog

nepoţeljnog efekta, savremeni sistemi nadpunjenja u sebi sadrţe i hladnjak vazduha, koji se u

sistem umeće izmeću kompresora i usisnih ventila, te se stoga i naziva meĎuhladnjak.

173

Slika III.8-21 Skica sistema za

nadpunjenje motora

III.8.6.1 Turbokompresori za nadpunjenje motora

Prema ideji Ratoa (Rateau), prema kome su ove duvaljke i dobile ime Rutsove

duvaljke, na istom kolu sa turbinom spregnut je, najčešće, centrifugalni kompresor, kojim se

usisani vazduh sabija. Za svoj pogon turbina koristi izduvne gasove motora, te se stoga

najčešće i zovu turbokomprsori, mada su u suštini duvaljke Ove duvaljke su kompaktne

gradnje, po ceni prihvatljive i imaju stepen korisnosti do oko 80 %.

I ako je sistem ovih duvaljki patentiran već nakon Prvog svetskog rata, kada je

proizveden prvi turbokompresor, svoju širu paktičnu primenu dobijaju znatno kasnije, kada je

tehnologija primenjenih materijala dostagla takav nivo, da isti mogu da izdrţe visoka termička

i mehanička opterećenja. Ne treba zaboraviti da se turbinsko i kompresorsko kolo

turbokompresora obrću brojevima obrtaja od 30.000 do 60.000 min-1

, a kod pojedinih vrsta

čak i 180.000 min-1

.

Jedna kompleksna funkcionalna skica sistema nadpunjenja data je na slici III.8-22.

Motor usisava čist vazduh preko sistema prečišćavanja (pozicija 1) i merača protoka vazduha

(2), ulazi u kompresorsko kolo turbokompresora, tako da se vazduhu povećava pritisak a time

i gustina, što je suština sistema nadpunjenja. Goriva smeša se pravi u usisnom kolektoru, gde

su smeštene i brizgaljke sistema za ubrizgavanje benzina (po pravilu u blizini usisnih ventila).

Gorivo koje pada na vrele usisne ventile lako isparava i meša se sa strujom vazduha, te se

tako delimično homogenizovana smeša usisava u cilindre.

Merač protoka vazduha sa leptirastim zatvaračem za doziranje količine vazduha

(poz.2) i sistem za ubizgavanje goriva su kontrolisani procesorom, koji ulazne signale

različitih davača (broj obrtaja motora, temperatura, kvalitet izduvnih gasova – λ sondama i

sličnim) prevodi u izlaznu komandu, kojom se kontroliše protok vazduha i vreme trajanja

ubrizgavanja a time i količine ubrizganog benzina i kao krajnje - kvalitet, odnosno optimalan

174

sastav gorive smeše. Evidentno je da se princip nadpunjenja moţe da primeni i kod

karburatorskih motora, meĎutim kvalitet smeše se daleko lakše i preciznije odreĎuje kod

elektronski kontrolisanih sistema sa ubrizgavanjem goriva.

Legenda:

1. prečistač vazduha

2. merač protoka vazduha

3. usisna cev do turbokompresora

4. kompresorsko kolo

5. ventil rasterećenja

6. odvodna cev iz kompresorskog kola

6a. meĎuhladnjak sabijenog vazduha

7. leptir za regulaciju punjenja

8. usisni kolektor (razdelnik vazduha)

9. dovod goriva do brizgaljki

10. izduvni gasovi do turbinskog kola

11. turbinsko kolo

12. izduvni lonac- prigušivač buke

13. ventil za premošćenje ("vest gejt"

ventil)

14.cev za premošćenje ("baypas")

15. upravljački rasteretni cevovod 16. cev za regulaciju praznog hoda

17. ventil praznog hoda

18. sigurnosni ventil

Slika III.8-22 Sistem nadpunjenja i regulacije istog kod motora

Kako je već rečeno, usisani vazduh se sabija u kompresorskom kolu turbokompresora

(4), a potom, usisnim kolektorom (6) razvodi do cilindara. S obzirom da se sabijanjem

vazduhu povišava temperatura a time i smanjuje njegova gustina, nekim tipovima motora se

ugraĎuje hladnjak sabijenog vazduha (6.1), tako da se hlaĎenjem povećava gustina vazduha a

time i količina istog koja moţe da stane u cilindar (povećava se stepen punjenja cilindra).

Pritisak nadpunjenja je uobičajeno 0,4 do 0,8 bar, mada se kod visoko nadpunjenih

motora kreće i iznad 2 bar.

Posebna regulacija količine vazduha se postiţe regulisanjem pritiska vazduha u

sistemu, pomoću takozvanog bajpas (bypass) sistema, kojim se višak sabijenog vazduha vraća

u kompresorsko kolo, a izduvni gasovi, radi rasterećenja turbokompresora, bajpas sistemom

sprovode cevovodom direktno u prigušivač buke (izduvni lonac).

Slika III.8-23 Skica kolektora nadpunjenjenih višecilindričnih motora

175

Naime, u slučaju praznog hoda motora ili uopšte kada je leptirasti ventil (7) zatvoren

ili prigušen, da bi se smanjio rad kompresorskog kola sa visokim opterećenjem, izmeĎu

usisnog (3) i potisnog (6) cevovoda ugraĎen je rasteretni ventil (5). Zbog porasta pritiska u

cevovodu (6) otvara se tada rasteretni ventil i višak sabijenog vazduha se vraća nazad u

kompresorsko kolo, čime se stvara jedan zatvoreni krug toka vazduha. Otvaranjem rasteretnog

ventila stvara se visok podpritisak u komandno rasteretnom cevovodu (15), što uzrokuje

otvaranje „vest gejt” ventila (13), čime se deo izduvnih gasova bajpas cevovodom (14) odvodi

direktno u izduvni lonac (12) i time rasterećuje turbina.

Otvaranjem leptirastog ventila (7), komandom vozača, ceo sistem se vraća u preĎašnje

stanje, kada sabijeni vazduh uzlazi u cilindre. Zbog porasta pritiska u komandno rasteretnom

cevovodu zatvara se „vest gejt” ventil, te izduvni gasovi nastavljaju tok ka turbinskom kolu

(11) kome predaju energiju, a potom preko prigušivača buke (12) odvode u atmosferu.

Motor: FIAT

Zapremina: 2 l;

Snaga: 147 kW/5100-6000 min-

1,

Maksimalni moment:

280 Nm/1800-5000 min-1

Slika III.8-24 Praktično izveden sistem nadpunjenja i regulacije istog

na motoru putničkog vozila

A. Ulaz sveţeg vazduha

B. Merač količine vazduha

C. Kompresor

T. Turbina

D. MeĎuhladnjak

E. Ulaz sabijenog vazduha u

usisni kolektor

F. Bypass ventil kojim se

ograničava nadpritisak na

0,65 bar

h. hladnjak ulja

Slika III.8-25 Shematski prikaz sistema nadpunjenja motora putničkog vozila

"FIAT" sa nadpunjenjem motora sa slike

Radna zapremina 1301 cm3; stepen kompresije = 8; broj cilindra 4; nadpritisak 0,65

bar; snaga 77 kW/5750 min-1

; obrtni moment 147 Nm/3200 min-1

,

Upravo zbog vremena prilagoĎavanja od reţima praznog ili rasterećenog rada na radni

reţim pod pritiskom, vreme odziva samog motora sa turbokompresorom je povećano.

Kod modernih motora, kod kojih je zastupljen elektronski sistem kontrole smeše

goriva i vazduha, odnosno mogućnost ubrizgavanja tačno dozirane količine goriva i vazduha,

176

omogućuje da se i oto motori danas često grade kao nadpunjeni motori, najčešće turbo verzija.

Ranije, ovakav sistem povećanja snage karburatorskih motora nije davao ţeljene rezultate, s

obzirom da nije bilo moguće dovoljno kvalitetno odrediti sastav smeše, odnosno meĎusobni

odnos količine goriva i vazduha.

Slika III.8-26 Uporedni dijagrami

snaga i obrtnih momenata kod usisnog i

nadpunjenog motora

Kako se iz izloţenog vidi prednosti nadpunjenih motora u odnosu na usisne je znatna,

a moţe da se saţme u sledeće:

- Energija za pogon turbokompresora se uzima od vrelih izduvnih gasova, koji iz

motora izlaze sa temperaturom čak do 900 0C i znatnom kinetičkom energijom.

- Povećanjem količine vazduha koja stane u jedan cilindar omogućeno je i doziranje

veće količine benzina, tako da je snaga i obrtni moment nadpunjenog motora znatno viši i sa

povoljnijim tokom nego kod usisnog motora. Ograničenje nadpunjenja, odnosno snage

motora, posledica je samo termičke i mehaničke izdrţljivosti elemenata motora.

- Snaga nadpunjenih motora je mnogo manje podloţna uticaju atmosferskog pritiska,

recimo na višim nadmorskim visinama nego kod usisnih motora. Poznato je naime da kod

usisnih motora na svakih 1000 m priraštaja nadmorske visine snaga opada čak do 10%, dok je

kod nadpunjenih motora ovaj pad snage svega 1 do 2%.

- S obzirom da se iz motora pribliţno jednake mase dobija veća snaga, proističe da je i

specifična snaga nadpunjenih motora znatno viša.

- Specifična potrošnja goriva u područjima srednjih i viših brojeva obrtaja je niţa nego

kod usisnih motora, iz čega sledi i viši efektivni stepen korisnosti.

- Nadpunjenjem se postiţe i kvalitetnije vihorenje gorive smeše u cilindru pre početka

sagorevanja, tako da je i samo sagorevanje kvalitetnije i opasnost od detonantnog sagorevanja

manja kod dizel motora. MeĎutim kod oto motora sa nadpunjenjem opasnost od detonantnog

sagorevanja se povećava, te stoga isti moraju da budu elektronskim senzorima preko

elektronske komandne jedinice dobro kontrolisani.

- Merenjima je potvrĎeno da je kod nadpunjenih motora emisija štetnih izduvnih

komponenta znatno povoljnija nego kod usisnih motora

- Buka nadpunjenih motora je u principu niţa, s obzirom da turbokompresor destvuje i

kao neka vrsta prigušivača buke. MeĎutim tonovi nadpunjenih motora su znatno viši nego kod

177

usisnih motora, što je posledica visokog broja obrtaja turbokompresorskih kola i veće brzine

vazduha kroz sprovodne kanale.

Kod motora sa nadpunjenjem kao osnovna "mana" navodi se u principu niţi stepen

punjenja nego kod klasičnih (usisnih) motora, kao posledica više temperature vazduha sa

kojom vazduh izlazi iz turbokompresora. Kako bi se otklonio i ovaj nedostatak u sistem

napajanja motora vazduhom ugraĎuje se hladnjak vazduha (takozvani "interkuler"), čija je

osnovna funkcija da snizi temperaturu vazduha i time poveća masu istog koja ulazi u cilindre.

Na ovaj način omogućava se i ubrizgavanje veće količine goriva te time i viša litarska snaga

motora.

Slika III.8-27 Uporedni dijagrami spoljnih brzinskih karakteristika motora tipa DB 366

OM 366 - usisni motor OM 366A - motor sa turbokompresorom

OM 366LA - motor sa turbokompresorom i međuhladnjakom

U cilju sagledavanja prednosti nadpunjenja i nadpunjeja sa meĎuhlaĎenjem vazduha

na slici III.8-27 prikazani su uporedni dijagrami brzinskih karakteristika jednog Mercedes

dizel motora sa različitim verzijama - usisni motor OM 366, sa turbo nadpunjenjem

OM 366A i motor sa turbo nadpunjenjem i meĎuhlaĎenjem vazduha OM 366 LA.

Jasno se vidi da usisni motor, zapremine 5660 cm3, koji ima maksimalnu snagu od oko

100 kW, kada se gradi u veriziji sa nadpunjem ima snagu od 130 kW, dok u verziji sa

nadpunjenjem i meĎuhlaĎenjem vazduha, razvija snagu od čak 156 kW pri istoj zapremini

motora.

Neophodno je istaći, da se nadpunjeni motori kao takvi posebno projektuju, te nije

moguće na klasični usisni motor dograĎivanjem turbokompresora sa odgovarajućim

sklopovima (izmena usisnog i izduvnog kolektora) postići efekt nadpunjenog motora bez

ikakvih posledica po motor. Takvom prostom dogradnjom, temperature i pritisci ciklusa bi se

znatno povećali i time izazvali negativne efekte po motor. Stoga nadpunjeni motori imaju

nešto niţi stepen sabijanja od odgovarajućih vrezija usisnih motora.

178

Slikovit prikaz potrošnje goriva

Volkswagen motora, sličnih zapremena, ali

različitih verzija.

TDI – Turbodizel sa direktnim

ubrizgavanjem

Otto DI - Direktno ubrizgavanje

benzina u cilindre

Otto – Klasičan usisni motor

Slika III.8-28 PoreĎenje potrošnje goriva

motora različitih verzija

III.8.6.2 Vrste ureĊaja za nadpunjenje

U principu postoje tri vrste sistema za nadpunjenje motora, od kojih svaki ima svoje

prednosti i nedostatake, tako da se ni u kom slučaju ne moţe da kaţe da je neki od sistema

kvalitetniji ili daje bolje karakteristike. Ti sistemi se mogu podeliti na:

- Turbokompresore

- Mehanički pogonjene duvaljke (kompresori)

- Kopresiono - ekspanzione sisteme, takozvane „comprex” sisteme ili češće nazvani

„kompaund” motori.

III.8.6.2.1 Turbokompresorski sistemi

Princip rada turbokompresorskih sistema je već napred objašnjen. MeĎutim sa aspekta

konstrukcije istih, u principu turbokompresori sadrţe četiri glavna sklopa: turbokompresorsko

kolo sa vratilom, jednom rečju rotorom turbokompresora, kućište leţajeva, kućišta turbinskog

i kompresorskog kola (slika III.8-29).

Kako je već rečeno rotor turbokompresora se obrće brojevima obrtaja od 30.000 do

60.000 min-1

, a kod pojedinih vrsta čak i 180.000 min-1

. Upravo iz tih razloga se proizvodnji

rotora, u pogledu tačnosti i tolerancijama dimenzija, izbora legiranih čelika, obraĎenosti

površina, uleţištenju, podmazivanju i uravnoteţenju masa rotora, posvećuje posebna paţnja. S

obzirom na visoke brojeve obrtaja, uleţištenje rotora se izvodi kotrljajnim ili u plivajućim

kliznim leţajevima. Plivajući leţajevi se obrću istovremeno sa rotorom u intenzivno

podmazivanom kućištu. Takvom konstrukcijom, a na račun postojanja razlike brzina kliznog

leţaja i kućišta, znatno je sniţena relativna brzina izmeĎu rotora i kliznih leţajeva, a samim

tim i habanje samog leţaja i rukavaca rotora.

Podmazivanje, a istovremeno i hlaĎenje leţajeva, se u principu izvodi dovoĎenjem

ulja iz sistema za podmazivanje samog motora.

179

Slika III.8-29 Skica turbokompresora i vratila

III.8.6.2.1.1 Mehaniĉki kompresori za nadpunjenje motora

Osnovni nedostatak turbo natpunjenih motora, vrlo spor odziv na niskim brojevima

obrtaja motora, rešava se u principu ugradnjom „mehaničkog” kompresora, koji dobija pogon

direktno od kolenastog vratila, najčešće pomoću kaišnih prenosnika ili zupčastih parova. Sa

tog aspekta gledano ovakve duvaljke su u podreĎenom poloţaju u odnosu na turboduvaljke.

MeĎutim ovaj „nedostatak” mehanički nadpunjenih motora nadoknaĎuje se brzim

odzivom sistema na komandu.

Takav sistem se nalazi u principu uvek kod motora koji bi i pri niskim brojevima

obrtaja trebalo dobro da „vuku” (na primer lokomotivski motori).

Nedostatak duvaljki sa mehaničkim pogonom je u tome što one uzimaju deo snage

motora za svoj rad, te se primenjuju samo kao “pomoćni” kompresor na niţim reţimima rada

ili kao glavni kompresori kod motora, koji moraju da imaju dobru momentnu karakteristiku i

brz odziv i na niţim brojevima obrtaja, na primer lokomotivski motori, mada su i kod ovih

primenjene turboverzije kompresora.

U primeni je niz različitih izvoĎenja. Najčešće su takozvane Rutsove duvaljke sa

rotacionim elementima u obliku broja 8 ili deteline sa tri lista, potom zavojne (Lysholm),

spiralne, krilne i takozvane G duvaljke (slika III.8-31.e).

Rutsove duvaljke (slika III.8-30.a i sl. III.8-31,a i b oblik 1 i 2) sastoje se od dva

rotora različitih oblika, koji se obrću unutar jednog ovalnog kućišta. Nadpritisak ostvaruju

promenom zapremine na isti način kao i zupčasti par kod uljnih pumpi. Rotori rutsovih

duvaljki nisu u meĎusobnom zahvatu već se sinhrono obrću zahvaljujući posebnim pogonima

oba rotora (najčešće zupčanicima ili nazubljenim kaiševima), tako da izmeĎu rotora postoji

mali zazor i nema posebnog podmazivanja istih osim u leţajevima.

180

a) Rutsova duvaljka

b) Krilna duvaljka

c) Spiralna duvaljka

Slika III.8-30 Najčešće primenjivani mehanički kompresori

za nadpunjenje motora

Krilne duvaljke (slika III.8-30.b) ima rotor sa tri „krila”, koji centrično rotira u

kućištu. Promenu zapremine krilna duvaljka ostvaruje time što je rotor ekscentrično

postavljen u odnosu na centar kućišta, a stepen sabijanja je varijabilan što se čini

podešavanjem promenljivog poloţaja kliznog zatvarača. Pogon rotora se ostvaruje klinastim

kaišem ukoliko je u pitanju trajni pogon ili preko elektromagnetske spojnice kada se predviĎa

isključivanje nadpunjenja.

Spiralne duvaljke (slika III.8-30.c) svoj naziv su dobile stoga što na nosećem delu

imaju postavljenu spiralu, koja svojim oblikom podseća na latinično slovo G, te usled toga su

češće nazvane G-duvaljke. Ove duvaljke se sastoje od dveju polovina kućišta sa spiralama,

noseće ploče, pogonskog i pomoćnog vratila. Pogonsko (ekscentrično) vratilo dobija pogon

preko kaišnog klinastog prenosnika. Sinhrono obrtanje pomoćnog vratila sa glavnim ostvaruje

se pogonom zupčastim kaišem od glavnog do pomoćnog vratila. Ekscentričnim obrtanjem

noseće ploče ostvaruje se promena zapremine vazduha te time i sabijanje istog.

Prednost ovih duvaljki nad drugim je u tome što i pri malim brojevima obrtaja motora

ove ostvaruju dobru karakteristiku nadpunjenja, a samim tim i brzi odziv karakteristika

motora, te se time nema takozvane „turborupe“ u odzivu motora. Drugim rečima, sa ovim

duvaljkama motor ima znatno viši obrtni moment na niţim brojevima obrtaja. Pored toga

buka i šumovi su takoĎe niţi nego kod ostalih duvaljki.

181

a) Rutsov oblik 1

b) Rutsov oblik 2

c) Wankel obrtni klip

d) Sprintex zavojna duvaljka

e) G Volkswagen duvaljka

f) Pirburg duvaljka sa obrtnim

klipom

Slika III.8-31 Različiti oblici mehaničkih duvaljki

Kod motora putničkih vozila, savremeni način rešavanja problema sporog

odziva turbokompresora izvodi se ugradnjom dva kompresora (takozvani dvokompresorki

motori): jedan mehanički kompresor, direktno pogonjen od kolenastog vratila, kojim se

postiţe visok moment i brţi odziv na niskim brojevima obrataja i jedan turbokompresor, koji

iste karakteristike daje na povišenim brojevima obrataja. Isključivanje mehaničkog

kompresora i regulacija rada na prelaznim reţimima rešava se elektronskom komandnom

jedinicom.

Motori sa ovom koncepcijom u praksi su poznati kao TSI motori. Ovaj naziv je

skraćenica od "twincharged" motori (motori sa dva kompresora).

U ovom reţimu rada kompresor uzima deo snage od samog motora, s obzirom da je

mehaničkim prenosom (najčešće remenikom) i elektromagnetskom spojnicom vezan za

kolenasto vratilo. Time je iskorišćena i prednost rutsovih duvaljki, da na niskom reţimu rada

ili pak na slobodnom hodu, motoru dostavlja dovoljnu količinu vazduha. Kada se broj obrtaja

motora poveća na reţim koji omogućuje da turbokompresor moţe da vrši svoju funkciju,

182

upravljačka elektronska jedinica motora, preko elektromagnetske spojnice, isključuje pogon

mehaničke duvaljke, a preko regulacionog ventila, vazduh iz prečistača se usmerava direktno

u turbokompresor, koji preuzima dalju funkciju. Vazduh se dalje kreće kao kod

konvencionalnih turbo motora, preko hladnjaka vazduha (interkulera) dalje u cilindre motora.

Shematski prikaz nadpunjenja Dijagram snage i momenta

Slika III.8-32 Volkswagenov dvokompresorki TSI motor

U slučaju voţnje na niţim obrtajima, senzori registruju "pad" obrtaja ispod

predviĎenog, elektromagnetska spojnica ponovo uključuje rad mehaničke duvaljke, koja je u

funkciji sve dok se ne postigne dovoljno visok broj obrtaja, kada se ponovo isključuje.

Ovakva vrsta nadpunjenja se primenjuje kako kod dizel tako i kod oto motora sa

direktnim ubrizgavanjem.

III.8.6.2.1.2 Kompaund (kombinovani) motori

Ova vrsta motora pretstavlja vrhunac razvoja avionskih klipnih motora, nastalih u

teţnji da se od klipnog motora “izvuče” još veća snaga. Svojim nastankom istovremeno

predstavljaju začetak razvoja turbomlaznih i turboeleisnih motora. Kombinovani

(turbocompound, comprex) ili jednostavno kompaund motori, kako se još nazivaju 3, 4,

pretstavljaju, ustvari, spoj klipnog motora i turbine čije se snage sabiraju. Naime, snaga

dobijena u turbini, koju pokreću izduvni gasovi motora, uz pomoć jednog zupčastog reduktora

dovodi se na izlazno vratilo motora koje već dobija snagu od osnovne “klipne” jedinice. Kod

ove vrste invezije energije koristi se u principu energija pritiska izduvnih gasova, a znatno

manji deo je toplotna energija. Povećanje snage ovim načinom se postiţe i do 15% u odnosu

na snagu samog motora.

Princip rada se zasniva na činjenici da dve gasne struje sa različiti pritiscima doĎu u

meĎusobni kontakt, to rezultuje brzom izjednačenju pritisaka ali stoga povećanjem brzine

gasne struje.

Kod ove vrste kompresora rotor sa ćelijama se obrće dobijajući pogon direkno od

kolenastog vratila motora, pri čemu ovaj pogon sluţi samo radi sinhronizacije obrtaja motora i

rotora i savlaĎivanje mehaničkih otpora trenja u leţištima.

183

Kućište kroz koje prolazi vazduh i kućište za prolaz izduvnih gasova su meĎusobno

razdvojena. Iz kućišta gasovu ulaze u aksijalno poreĎane ćelije koje su otvorena sa obeju

strana. Ulazni i izlazni otvori na kućištima su fazno pomereni, tako da kada je ulazni otvor

otvoren, izlazni je zatvoren.

Slika III.8-33 Funkcionalna shema kompaund motora

Proces počinje kada se ćelije iz vazdušnog kućišta napune sveţim vazduhom, za koje

vreme su otvori na izlazu zatvoreni. Isto biva i na strani kućišta za izduvne gasove. Gasni

talas uzrokuje stvaranje talasa pritiska i upravu stoga je potrebna tačnost sinhronizacije

obranja kolenastog vratila i rotora, kako bi udarni talas došao na izlaznu stranu upravo u

trenutku kada se daljim obrtanjem rotora otvori izlazna strana ćelija a ulazna zatvori. S

obzirom da se takvim otvaranjem i zatvaranjem ćelija kinetička energija gasova prevodi u

potencijalnu, izraţenu porastom pritiska, sveţ vazduh pod pritiskom čak do 2 bar odlazi ka

motoru, a izduvni gasovi, koji daju i pogonski snagu rotoru, odlaze ka izduvnom loncu.

Sinhronizacijom obrtanja rotora i kolenastog vratila se postiţe i naizmeničnost procesa u

rotorskim ćelijama, to jest kada se ćelije sveţim vazduhom pune (izlazni otvor za vazduh je

zatvoren) otvara se izlazni ovor za izduvne gasove a ulazni se zatvori i tako naimenično, čime

se stvara snaga za obrtanje rotora koja se odvodi na izlazno vratilo.

Slika III.8-34 Shematski prikaz turbokompaund nadpunjenja

184

Prednosti “comprex” sistema se jednostavno mogu izraziti sledećim karakteristikama:

- dobro nadpunjenje i brzi odziv motora na komandu

- visok obrtni moment motora i na niskim brojevima obrtaja

Nedostaci sistema su takoĎe prisutni i saţimaju se u sledećem:

- povratni pritisak gasova kako na strani vazduha (usisni kolektor i prečistač

vazduha) tako i na strani izduvnih gasova (odvajač čaĎi, oksidacioni katalizator),

usled čega je neophodnost većeg broja cilindara radi umanjenja dejstva ovog

povratnog talasa

- Znatno uvećanje gabarita celog motora i teţine istog

- Neophdnost dobre sinhronizacije obrtanja rotora i kolenastog vratila

- Uvećana snaga elektropokretača stoga što mora da otpočne i proces u comprex

sistemu

- Pogodan je u principu samo za dizel motore zbog niţe temperature izduvnih

gasova i nepostojanja prigušenja u usisnom sistemu (kao kod oto motora), što je

posledica načina regulisanja snage

I pored brojnih nedostataka kombinovanih (compaund) motora, značaji prednosti su

veće, tako da se danas razvoju ovih vrsta motora pridaje posebna paţnja, pogotovu kod

stacionarnih i lokomotivskih motora velikih snaga, s obzirom da se od kinetičke energije

gasova dobija priraštaj snage motora i do 15%, a nedostaci proistekli iz većeg gabarita i mase

imaju manji značaj.

III.8.7. MOTORI SA ROTACIONIM KLIPOM

Posebna koncepcija motora sa unutrašnjim sagorevanjem, motori sa rotacionim

klipom, nastala je 1954. godine, kao patentno rešenje Feliksa Vankela (Felix Wankel). Po

svom načinu rada ova vrsta motora SUS predstavlja prelaz izmeĎu klasičnih klipnih motora i

drugih vidova motora.

Motori ove vrste imaju kućište kroz čije središte prolazi ekscentarsko vratilo. Oko ekscentra

vratila slobodno se obrće rotor u obliku trougla, čija je svaka strana deo kruţnog luka, tako da

njegovo kretanje unutar kućišta nije po kruţnici, već vrhovi rotora opisuju liniju, takozvanu

trohoidu. Ekscentarsko vratilo je uleţišteno u bočnim stranama kućišta i preko njega se vrši

odvoĎenje snage motora. Rotor je sa unutrašnje strane nazubljen i uzupčen sa centralnim

zupčanikom koji je nepokretan, tako da se rotor obrće oko ovog zupčanika. Prenosni odnos

izmeĎu centralnog fiksiranog zupčanika i unutrašnjeg ozubljenja na rotoru je 2 : 3. Bitno je

naglasiti da se preko navedenog ozubljenja ne prenosi nikakva sila niti moment, već oni sluţe

isključivo radi "voĎenja" rotora. Vrhovi rotora su u stalnom kontaktu sa unutrašnjom

površinom kućišta, koja je stoga obraĎena u obliku hipotrohoide*, tako da se u svakom

trenutku radni proces deli u tri odvojene komore, te klip okretanjem, sa kućištem, obrazuje

stalnu promenljivost zapremina, unutar kojih se odigravaju radni procesi ciklusa jednog

četvorotaktnog motora. Ove radne zapremine su zaptivnim elementima na svim kontaktnim

površinama rotora sa kućištem (vrhovi rotora i bočne strane) potpuno meĎusobno odvojene.

Istovremeno se u komori 1 završava proces usisavanja zatvaranjem usisnog kanala

prolaskom ivice rotora preko njega, čime se dalje istovremeno nastavlja sledeći proces -

proces usisavanja u komoru 1.

Sva četiri procesa jednog radnog ciklusa obavljaju se dakle diskontinualno, jedan za

drugim, jasno odeljeni, s tim što se za jedan obrtaj rotora obave sva četiri procesa, za razliku

od klasičnih četvorotaktnih klipnih motora, kod kojih, kako je rečeno, za ostvarenje svih

pojedinih procesa koristi se po jedan hod klipa, dakle, dva obrtaja kolenastog vratila. Odatle i

185

sledi činjenica da je vankelov motor četvorotaktni, ali je za obavljanje ciklusa potrebno, kao

kod dvotaknog, jedan obrtaj vratila.

Slika III.8-35 Skica principa rada motora sa rotacionim klipom, 6 a) Položaj klipa u spoljnoj tački (zatvorena komora 1), kada stranica rotora zatvara oba

distributivna kanala

b) Usisni kanal je otvoren i puni se komora 1 gorivom smešom. U tom trenutku u komori 2 je

proces sabijanja a u komori 3 kraj procesa širenja. Sila se preko rotora direktno prenosi

na ekscentrično vratilo.

c) Položaj klipa u trenutku paljenja smeše u komori 2, dok se u komori 3 obavlja proces

izduvavanja. U komori 1 se privodi kraju proces usisavanja

d) Položaj klipa na kraju usisavanja u komoru 1, početak procesa širenja u komori 2. U

komori B traje proces izduvavanja

*Trohoidne krive nastaju prilikom kotrljanja jednog kruga po drugom nepomičnom krugu, te tada

bilo koja tačka na pomičnom krugu opisuje neku trihoidu. Razlikuju se dva slučaja:

a) Pri kotrljanju kruga spolja po nepomičnom krugu nastaje epitrohoida. Svaka tačka na obimu

pokretnog kruga tada opisuje epicikloidu

b) Ako se krug kotrlja iznutra po nepomičnom krugu njegove proizvoljne tačke opisuju

hipotrohoide, a tačke na obimu pokretnog kruga opisuju hipocikloide.

186

Prema slici III.8-35 b, okretanjem klipa u levo u komori 1 se obavlja usisavanje sveţe

smeše, dok se u komori 2 obavlja sabijanje prethodno usisane smeše, a u komori 3 započinje

proces izduvavanja. Na kraju procesa sabijanja (slika III.8-35 c) u komori 2 skače varnica

koja iniciranjem paljenja smeše ostvaruje sagorevanje iste, nakon čega nastaje radni proces -

ekspanzija gasova (slika III.8-35 d, a).

Slično klasičnim klipnim motorima, u procesu izmene radne materije otvorena su oba

distributivna kanala.

Shodno gore navedenom kod rotacionog motora ekscentarsko vratilo preuzima ulogu

kolenastog vratila klasičnih motora i pri tome umesto posrednim dejstvom sile pritiska gasova

na klip preko klipnjače na kolenasto vratilo (kao kod klipnih motora), ova sila direktno

dejstvuje na ekscentarsko vratilo. Obrtni moment je stoga proizvod sile kojom rotor dejstvuje

na vratilo i veličine ekscentričnosti ekscentra.

Slika III.8-36 Kućište sa rotorom, rotor i ekscentrično vratilo Wankel motora

Bitna razlika u odnosu na klasične motore je i u tome što je obrtanje rotora u odnosu

na ekscentarsko vratilo 1:3, odnosno dok se ekscentarsko vratilo obrne za 270 0,

rotor se

obrne samo za 900. Dakle jedan radni takt se obavi za 90

0 obrtaja rotora, odnosno 270

0

ekscentričnog vratila, tako da se za pun obrtaj rotora obave sva četiri radna procesa, što

odgovara tri puna obrtaja ekscentričnog vratila, odnosno 10800. To sa svoje strane utiče na

znatno smanjenja trenja klipa sa plaštom, uprkos visokom broju obrtaja ekscentarskog vratila.

Rotor, dakle, istovremeno upravlja otvaranjem i zatvaranjem otvora za razmenu radne

materije.

Već prema tome kako su postavljeni razvodni otvori, moţe se govoriti o motorima sa

obuhvatnim razvodom (kada su otvori na plaštu kućišta) i motorima sa bočnim razvodom

kada su otvori sa strane.

187

Slika III.8-37 Presek vankel motora NSU R0 80 iz 1967. godine sa dva rotora, 6 Radna zapremina 2 x 497 cm

3; snaga 84,6 kW/5500 min

-1,; obrtni moment

157 Nm/4000 min-1

; stepen kompresije 9; specifična snaga 15,2 kg/kW

Zbog nepovoljnog oblika kompresione zapremine i velike površine iste u odnosu na

zapreminu, a potom i komplikovanim zaptivanjem komora, nije moguća realna dizel verzija

rotacionog motora 22, te stoga ova vrsta motora radi isključivo prema četvorotaktnom oto

principu.

S obzirom da se na vratilu motora nalaze zamajac motora i protivtegovi za

uravnoteţenje inercionih sila ekscentričnog vratila, ovaj motor radi skoro bez ikakvih

vibracija.

Prednost vankel motora u odnosu na klasičan klipni motor je pre svega u:

- izvanrednom uravnoteţenju masa, te time i odsustvo vibracija i buke kao posledice

vibracija

- kompaktnoj gradnji sa samo dva glavna obrtna dela (rotor i ekscentarsko vratilo) i

uopšte manje delova nego klipni motori

- jednostavnoj i kompaktnoj konstrukciji razvoda radne materije uz odsustvo

ventilskog razvoda i inercionih sila,

- veoma dobrom obrtnom momentu kako po maksimalnoj vrednosti tako i po toku

istog

- velikoj litarskoj snazi motora (oko dva puta veća od odgovarajućeg klipnog motora),

te time u poreĎenju sa klipnim motorima i znatno većoj specifičnoj snazi. Zbog izvanredne

uravnoteţenosti masa moguće je ostvariti visoke brojeve obrtaja.

- pod uslovom jednake snage, masa i radna zapremina ovog motora su znatno manje

nego kod klasičnog klipnog motora

- Nema velikih zahteva prema kvalitetu benzina, odnosno moguć je rad i sa

niskooktanskim gorivom (normalni benzin 85 oktana)

188

I pored brojnih prednosti ova vrsta motora ima i znatan broj nedostataka koji su po

svojoj karakteristici značajni:

- nepovoljan geometrijski oblik prostora za sagorevanje, zbog malog prostora za

sagorevanje (po visini) i nepovoljnom odnosu površine pojedinih “komora” prema

zapremini istih (velika površina omeĎuje relativno malu zapreminu), te stoga postoji

mogućnost detonantnog sagorevanja a u ekstremnim slučajevima čak i do gašenja plamena

(tako zvani “quensch” efekt, koji je po svom karakteru nepovoljan),

- relativno visokoj emisiji CH

- oteţano podmazivanje, koje je bilo i ostalo značajan problem. Ovaj problem je

uglavnom rešavan tako što su se kućište i rotor podmazivali mešavinom, dok je za ostali deo

motornog mehanizma i hlaĎenje rotora korišćeno čisto ulje. Stoga ovi motori imaju u

principu višu specifičnu potrošnju goriva i ulja nego kod klasični klipni motori.

- zbog nepovoljnog odnosa površine radnog prostora prema zapremini koju ta

površina omeĎuje (30 do 40 % veća nego kod klipnih motora), specifična potrošnja ovih

motora je znatno veća.

Kao broj obrtaja motora kod vankelovih motora uzima se broj obrtaja ekscentarskog

vratila, dakle izlazni broj obrtaja, a ne rotora.

Osnovni problemi ovih motora u početku su bili visoko termičko opterećenje ivica

klipa i zaptivanje kućišta kako po stranama tako i po obimu, meĎutim, kasnije se tvrdilo da su

ovi problemi prevaziĎeni.

Ova vrsta motora do sada nije imala posebnog uspeha u praktičnoj primeni. Firme

“NSU” iz Nemačke i “Mazda” iz Japana su čak i počele serijsku proizvodnju putničkih vozila

sa dvorotornim vankel motorima (NSU još septembra 1963. godine motorom KKM 502,

zapremine 500 cm3 i snage 40 kW pri 6000 min

-1), koja nije dugo trajala. Isto tako, relativno

brzo, je i Mazda prestala sa proizvodnjom ovih tipova motora (RX 7). Kasnije se firma

“NSU” „pretopila“ u koncern Folkskavagena (Volkswagen), tako da je i tamo prestala

proizvodnja dvorotornog vankel motora tip R0 80.

Bez obzira što se ovi motori ne primenjuju za ugradnju u vozila, za pogon nekih malih

radnih mašina (isključivo kada su čak i male vibracije nepoţeljne), ovi motori se i dalje

proizvode.

189

III.8.8 IZBOR MOTORA

Pitanje izbora motora zavisi od više faktora, a prvenstveno od toga:

- da li se motora bira za prvu ugradnju za serijski proizvodnju mašine, te treba voditi

računa o svrsi primene, značicama, snazi i ostalim spoljnim karakteristikama

motora

- da li je u pitanju pojedinačna zamena dotrajalog motora ili zamena motora

modernijim

- da li je u pitanju unifikacija voznog parka prema proizvoĎačima

U svakom slučaju pitanje je kompleksno i zahteva posebne analize.

Svrha primene

Opšta pitanja koja bi trebalo razmatrati data su slikovito na slici III.8.38. Ukoliko se

radi o serijskoj proizvodnji, trţište je već dokazalo da svaka veća firma vozila ima i

proizvodnju motora.

MeĎutim kod maloserijske proizvodnje vozila, recimo kamiona ili autobusa, radnih

mobilnih mašina ili uopšte radnih mašina, pitanje motora se samo po sebi postavlja, te analizu

treba činiti prema postupku iz slike III.8.38.

Ovom pitanju treba dodati i pitanje za koga proizoĎača bi se trebalo opredeliti, s

obzirom da marka odnosno ime proizvoĎača ne opredeluje samo kvalitet motora, već direktno

utiče na pitanje imidţa vozila ili mašine u koju se motor ugaraĎuje.

Slika III.8-38 Grafički prikaz načina izbora motora

190

Naravno, ovo pitanje otvara i niz novih, vezanih za analizu proizvoĎača, kao:

postojanje zastupstva, dilera ili filijala firme u briţem i širem regionu, pitanje servisne mreţe

kako za servisno-remontne intervencije tako i za nabavku rezervnih delova.

Po definisanom izboru grupe proizvoĎača motora, sledeće pitanje je izbor snage pa

time i veličine motora.

Slika III.8-39 Mesta primene motora i uporedna veličina motora

Kod stacionarnih pogonskih agregata, izbor inače zavisi pre svega od najveće

predviĎene snage u eksploataciji. Naravno ni jedna radna mašina niti vozilo nikada neće raditi

uvek sa maksimalnom snagom, te stoga treba poznavati najčešće zastupljene ili stalnu radnu

tačku motora i pri izboru voditi računa da ista bude u polu ekonomičnosti (iz univerzalnog

dijagrama) ili njegovoj blizini, čime se mašini ili vozilu obezbeĎuje najniţa potrošnja goriva,

te time i samo jedan segment ekonomičnosti. Veličina motora kod ovakvih mašina obično ne

predstavlja odlučujuću karakteristiku.

Iskustveno, primera radi pri izboru motora za neku mašinu ili vozilo, firma “Kamins”

(Cummins) koristi koeficijenti efektivnog opterećenja motora, odnosno koja se snaga

prosečno koristi u odnosu na maksimalnu snagu motora kod pojedinih vrsta vozila ili ureĎaja,

što je dato tabelom III.8.8.1

191

Tabela III.8.8-1 Prosečni faktori opterećenja motora u funkciju uslova rada

Vrsta poslova Prosečni faktori

opterećenja motora

Vrsta vozila ili radnih mašina

Laki uslovi rada

40%

Motorna vozila ukupne mase manje od 16 t

Kranovi

Dizalice

Tegljači

Ţetelice

Motori generatora za slučaj ispada sistema iz

mreţnog napajanja

Normalni uslovi rada

( 40 – 70) %

Traktori za poljoprivredne radove

Motorna vozila ukupne mase veće od 16 t

MeĎugradski autobusi

Prigradski, gradski i školski autobusi

Kombajni

Nabijači

Kompresori

Mešalice betona

Traktori guseničari

Buldoţeri

Vršalice

Utovarivači sa prednje strane (na točkovima,

gusenicama ili šinama)

Grederi

Utovarivači sa zadnje strane

Traktori za radove u šumi (izvlačenje i vuču stabala

i slično)

Motori mobilnih i stacionarnih hladnjača

Valjci (statički ili vibracioni)

Ravnalice

Perači ulica

Vozila opremljena agregatom za zavarivanje

Seckalice drveta

Motori generatora struje (stacionarni rad pri

dopunskom napajanje sistema)

Teški uslovi rada

70% i više

Transporteri (sa pokretnim trakama)

Oprema za bušenje bunara i sličnog

Hidraulični bageri

Mašine za asfaltiranje

Pumpe

Mašine za rasplaniravanje površine puta

Drobilice kamenja

„Krtice“ za bušenje tunela ili kopanje kanala

Motori generatora struje (osnovno napajanje

sistema)

Prema gore navedenoj tabeli, faktor opterećenja ne uzima u obzir uslove radne

okoline, koji u oteţanim uslovima rada, pored odgovarajuće snage, zahtevaju i izbor

komponenti opreme motora koji odgovaraju uslovima rada i okoline. Tako na primer

neophodno je da se sistemima za prečišćavanje vazduha, sistemu za hlaĎenje motora,

klimatizacije vozila ili samo kabine rukovaoca kod radnih mašina posveti posebna paţnja i

izbor.

192

Posebno je vaţno, kako je već rečeno u poglavlju “standardi” (I.2.5) da se pri izboru

motora u obzir uzme i činjenica da li je kod navoĎenja snage motora uzeta u obzir snaga koju

odnose prateći sistemi i oprema motora (snaga sistema za hlaĎenje, gubici snage zbog usisnog

i izduvnog sistema i sličnog).

Za slučaj vozila ili radnih mobilnih mašina drugi segment pri izboru je elastičnost

motora, odnosno mogućnost da i pri niţim brojevima obrtaja ima dovolju obrtni moment te

time i odgovarajuću vučnu silu. Naravno treba birati motore sa većim značicama brzinske

elestičnosti prema obrtnom momentu i one kod kojih linija obrtnog momenta ima strmiji pad

u oblasti stabilnog područja rada, čime se automatski obezbeĎuje i veća eleastičnost i

prilagodljivost motora opterećenju.

Izbor koncepcije motora (dizel ili benzinski motori) obično je suţen i svodi se na izbor

dizel motora kod teških motora vozila i mašina sa teškim uslovima rada. Kod modernijih

koncepcija vozila i mašina primena turbonadpunjenih dizel motora je evidentna, pogotovu

kada se predviĎa njihov rad i na nadmorskim visinama višim od 1500 m.

Benzinski motori su najčešće zastupljeni na putničkim i dostavnim vozilima, terenska

vozila za koje se očekuje rad u zimskim uslovima ili hladnim predelima, motociklima i malim

mobilnim mašinama.

Tabela III.8.8-2 Primena motora prema vrsti vozila i mesta primene

Vozilo/mašina Vrsta motora

Vozila klase L1÷ L4 (laki bi-tri-

četvorocikli)

Dvortaktni i četvorotaktni oto motori

Vozila klase L5 i L7 (teški tri/

četvorocikli)

Četvorotaktni oto motori ili usisni dizel

motori

Putnička i dostavna vozila Usisni i nadpunjeni dizel motori i oto

motori

Teretna vozila Usisni i turbo nadpunjeni dizel motori

Mobilne i radne mašine Usisni i nadpunjeni dizel motori

Male poljoprivredne i male radne mašine Benzinski dvotaktni motori

Vozila i mašine za više nadmorske visine Nadpunjeni dizel motori

Vozila i mašine za izuzetno hladne predele Oto motori ili dizel motori sa

predgrevanjem motora, ulja i goriva pre

hladnog starta

O sistemu za hlaĎenje motora se obično manje razmišlja i najčeće se opredeljuje za

tečnošću hlaĎene motore, s obzirom na njihovu manju bučnost ali i lakšeg i stabilnijeg

odrţavanja termičkog nivoa. Naravno i sistem za hlaĎenje vazduhom je takoĎe primenljiv, ali

ima više negativnih karakteristika koje ipak opredeljuju primenu tečnošću hlaĎenih motora.

Sistem prečišćavanja uglavnom zavisi od mesta i uslova rada, te se za motorna vozila

sa normalnim uslovima rada biraju takozvani suvi prečistači. Kod motora zastupljenim u

teškim uslovima rada i prašnjavim terenima moraju da se primene pre suvih prečistača i drugi

sistemi zaštite, na primer ciklonski ili prečistači sa uljem [15].

Analiza rasporeda i broja cilindara motora obično zavisi od raspoloţivog mesta

ugradnje motora. Naime linijski motori imaju izrazito veću duţinu u odnosu na širinu, dok je

193

kod V motora slučaj obrnut. Horizontalni i podpodni motori nalaze svoju primenu

prvenstveno kod gradskih autobusa i uopšte mašina i vozila kod kojih je raspoloţiva

ugradbena visina ograničena. U ovom slučaju treba biti obazriv, s obzirom da treba da se

obezbedi dovoljan manipulativni prostor potreban za redovno i vanredno odrţavanje motora.

Pri izboru broja cilindara na jednom motoru asorptiman je najčešće dosta ograničen s

obzirom da proizvoĎači vrše optimizaciju sa tog aspekta. No ukoliko je moguće uvek je

poţeljnije da motor ima više cilindara s obzirom da je rad takvih motora ravnomerniji i sa

manjim vibracijama.

Pojedinaĉna zamena i unifikacija motora

Veoma često u saobraćajnim preduzećima je slučaj da je potrebno izvršiti zamenu

nekog motora sa aspekta dotrajalosti, modernizacije ili unifikacije voznog parka. U ovakvim

slučajevima osnovne analize izbora se odnose na proizvoĎača čiji su motori najzastupljeniji u

voznom parku, a čiji je prethodni izbor opravdao poverenje. Ovim se ustvari postiţe

unifikacija voznog parka, koja zasigurno iziskuje manje troškove poslovanja, pre svega sa

aspekta zaliha rezervnih delova i obučenosti osoblja, a kod proizvoĎača motora ostavlja utisak

ozbiljnosti firme naručioca, te time i odgovarajući respekt.

Izbor se najčešće u takvim slučajevima svodi na potrebnu veličinu snage i broja

obrtaja ili češće izborom motora veće snage od onog postojećeg. Pored navedenog moguća

situacija je da se zbog modernizacije programa prizvoĎača motora prestalo sa proizvodnjom

odreĎenog tipa koji je zamenjen motorom sličnih ugradbenih dimenzija ali sasvim drugih

spoljnih brzinskih karakteristika.

Tabela III.8.8-3 Uporedne karakteristike motora naslednika uspešne serije

O merama pri izboru snage motora i elestičnosti već je napred bilo reči. U svakom

slučaju potrebno je proveriti da li zamajac i kućište zamajca odgovara preĎašnjem motoru,

kako bi se omogućilo lako povezivanje sa spojnicim i menjačem. U suštini, kod dizel motora

teretnih vozila i uopšte motora van programa putničkih vozila, ovi elementi su najčešće

standardizovani, shodno američkim standardima SAE J620d (za zamajce) i SAE J617c (za

kućišta zamajaca) [15, str. 168].

194

Najčešći problem u ovakvim slučajevima predstavlja provera dimenzija i mogućnosti

hlaĎenja postojećeg sistema u novim uslovima rada. Ovo iz razloga zapunjenosti ćelija

hladnjaka i dimenzija ventilatora ali i smeštajnih problema celog sistema za hlaĎenje. Ovo

pitanje postaje još delikatnije kada su u pitanju zamene motorom veće snage motora ili čak

zamena usisnog motora, motorom slične snage, ali iz grupe turbonadpunjenih motora. Ovo

stoga to sistem za meĎuhlaĎenje usisanog vazduha takoĎe zahteva odgovarajuću količinu

vazduha za hlaĎenje, tim pre što se meĎuhladnjaci postavljaju na dolaznu vazdušnu struju,

neposredno ispred hladnjaka, tako da na sam hladnjak rashladne tečnosti dolazi vazduh višeg

temperaturnog nivoa.

Pri zameni usisnog motora, motorom sa turbonadpunjenjem sličnih snaga, najčešće

zadovoljava ugradnja novog rashladnog sistema rashladnog kapaciteta većeg za najmanje

20%.

Provera rashladnog sistema se vrši načinom opisanim u poglavlju ugradnja motora.

Primera radi u tabeli III.8-40 navodimo slučajeve dizel motora za privreda vozila

proizvoĎača Daimler Benz, kod koga je uspešna konstrukcija motora tipa OM 422 LA

zamenjena motorom OM 442 LA, a kasnije i tipom OM 502 LA.

Prema narednoj tabeli vidi se kao firma DB preporučuje izbor motora prema mestu

primene i ţeljenom nivou buke i štetnih izduvnih gasova već prema administrativnim

normama drţava uvoznika.

Slika III.8-40 Princip izbora motora prema preporuci firme “Daimler Benz”

195

IV. SPOJNICA

S obzirom da motor sa unutrašnjim sagorevanjem, koji se najčešće koristi kao

pogonski agregat, ima malu snagu i obrtni moment na malim brojevima obrtaja, dok pri

polasku iz mesta vozilo obično zahteva povećanu snagu, dakle i viši broj obrtaja, uključno -

isključna spojnica, kao sastavni deo transmisije je neizostavna. Njome se razdvaja pogonski

motor od ostalog dela transmisije (gonjenog) i omogućava rad motora bez prenosa snage na

pogonske sklopove.

Slika IV-1 Funkcionalni princip spojnice

Im - Moment inercije obrtnih delova motora Ic - Moment inercije spojnice

Ia - Moment inercije obrtnih delova transmisije do pogonskih točkova

1-2; 3-4 Parovi zupčanika u menjačkoj kutiji

Zavisno od vrste, namene ali i transmisionog sklopa u vozilima se upotrebljavaju

frikcione i hidrauličke spojnice. Ostale vrste spojnica su manje zastupljene.

IV.1 Frikcione spojnice

Od gore navedenih dveju vrsta spojnica ipak najširu upotrebu imaju frikcione spojnice

i to lamelna tarna spojnica, češće nazvana kvačilo. Zavisno od veličine momenta koga

spojnica treba da prenese, mesta primene vozila (potreban stepen sigurnosti) kao i

konstruktivnih karakteristika spojnice, u praksi se koriste i višelamelne spojnice koje se

sastoje od parova pogonskih i gonjenih lamela slobodnokliznih po ţljebovima vratila odnosno

kućišta (pogonske lamele). Broj lamelnih parova nije ograničen, tako da sada, na primer za

transmisije tenkova i radnih mašina, postoje spojnice i do 15 lamelnih parova.

Uobičajeni stepeni sigurnosti frikcionih spojnica se kreću u granicama:

1s

e

T

T odnosno

- za putnička vozila υ = 1.3 ÷ 1,75

- za teretna vozila sa lakim uslovima rada υ = 1.6 ÷ 2

- teretna vozila sa teškim uslovima rada υ = 2 ÷ 3

196

nM – broj obrtaja motora

ns – broj obrtaja spojnice

tpr – vreme proklizavanja

Slika IV.1-1 Vreme uključivanja spojnice

Pri definisanju frikcionih spojnica postoje više metoda, meĎutim dve su najčešće

primenjivane i to:

- izračunavanje mogućnosti tarnih spojeva da prenesu odgovarajući moment motora i

druga

- na osnovu rada proklizavanja za vreme proklizavanja spojnice (Ar), dok gonjeno

vratilo ne postigne broj obrtaja pogonskog (metoda prof. R. Binder-a, koju koristi

firma „Fichtel-Sacks“ i „Ruen“ -Kočani) 2

max

5,6100

0,95

M

r

e

n

Wu f tg

um g T

[ J ] (IV.1)

pri čemu su:

Wr [ J ] - rad proklizavanja

nM [min-1

] - broj obrtaja motora pri Tmax (iz dijagrama spoljnih brzinskih

karakteristika) ili broj obrtaja pri polasku vozila iz mesta u kom slučaju se uzima da je

max15003

M

nn za oto motore, odnosno

nM = 0,75 nmax za dizel motore

nmax [min-1

] - maksimalni broj obrtaja motora

m [kg] - ukupna masa vozila ili skupa vozila

im [ - ] - prenosni odnos u menjaču u stepenu prenosa pri polasku

i0 [ - ] - prenosni odnos u pogonskom mostu

α [ 0 ] - ugao nagiba puta na usponu prenosa pri polasku (tgα = α[%] /100)

f [ - ] - koeficijent otpora kotrljanju f = 0,02 za asfalt

f = 0,03 za makadam

f = 0,1 - 0,2 za loš zemljani put

g [ m/s2 ] - ubrzanje zemljine teţe

u [ 1/m ] - odnos u = (im+ i0) / rd

rd [ m ] - dinamički poluprečnik točka

Specifični rad proklizavanja se ima kao odnos rada proklizavanja i ukupne površine

tarnih obloga (obe strane lamele)

rr

tr

Wa

A [Nm/cm

2] (IV.2)

197

Preporučeni specifični rad zavisi od vrste i namene vozila, kako je prikazano

dijagramom Fichtel Saks IV.1-2.

Slika IV.1-2 Dijagram odreĎivanja specifičnog rada proklizavanja

Činjenica je da će vreme proklizavanje biti kraće ukoliko je stepen sigurnosti spojnice

veći.

Slika IV.1-3 Model za izračunavanje broja tarnih parova

Drugi način odreĎivanja momenta koga bi trebalo spojnica da prenese bazira se na

odreĎivanju momenta trenja koga potisna ploča stvara dejstvom opruga, te u tom slučaju treba

analizirati uzajamnost dejstava tarnog para.

Da bi se ostvarila dovoljna sila trenja izmeĎu tarnih parova neophodno je da sila

pritiska jednog tarnog elementa na drugi bude dF p dA , pri čemu je:

198

p [N/cm2] - pritisak izmeĎu tarnih elemenata i

dA [cm2] - površina jednog tarnog para

Prema slici IV.4 elementarna površina jednog tarnog para se ima kao

2

0

s

u

r

r

dA r dr d A rdr d

( IV.3)

odnosno sila trenja

t t tdF dF dF p dA dF p dA (IV.4)

odakle sledi da je sila trenja

2

0

s

u

r

t

r

F p rdr d

→ 2 22t s uF p r r (IV.5)

Pritiskom potisne ploče na lamelu stvara se moment trenja

t tdT r dF → 22s

u

r

t

r

dT p r dr (IV.6)

odnosno, moment trenja koga moţe da prenese jedna tarna površina (jedna lamela - dve tarne

površine)

3

3 3

t

22 T =

3 3

s

u

r

t s u

r

rT p p r r (IV.7)

Drugim rečima, srednji radijus trenja (rst) se ima kao

3 3

2 2

2

3 2

s ut

st

t s u

p r rT

rF p r r

→

3 3

2 2

2

3

s s

st

s s

r rr

r r

(IV.8)

S obzirom da jedna lamela ima dve tarne površine, za više tarnih površina moment koga moţe

da prenese jedna frikciona spojnica je

2

s t

nT T pri čemu je: n [- ] - broj lamela (IV.9)

Pored povezivanja pogonskog i gonjenog dela transmisije, spojnica ima i sledeće

funkcije i zadatke:

- omogućava lagani polazak iz mesta vozila dok je motor na povišenom broju obrtaja,

- omogućuje rasterećenje menjača pri promeni stepena prenosa

- omogućava kompenziranje udarnih i ekstremno visokih preopterećenja

- sniţava amplitude torzionih oscilacija sistema

199

Centralno vođeni potisni aksijalni ležaj za

potiskivanje opruga/tanjiraste opruge

Sklop jednolamelne spojnice sa

membranskom oprugom

Slika IV.1-4 Frikciona jednolamelna spojnica

Slika IV.1-5 Sastavni elementi frikcione spojnice

1. Sastavni elementi spojnice 2. prenosna ploča sa ublaživačima torzionih oscilacija

3. Tarna ploča 4. Potisna ploča 5. Jedna od više spiralnih opruga

6. Dvokraka viljuška 7. Zvono (kućište) spojnice 8. Potisni (aksijalni) ležaj

200

Slika IV.1-6 Jednolamelna spojnica

201

Slika IV.1-7 Poloţaj elemenata uključene/isključene frikcione spojnice

- da ima siguran i bešuman rad,

- da ne stvara aksijalni potisak na zamajac za koga se pričvršćuje

- da komplet spojnice ima male momente inercije

- spojnica mora da bude tako konstruisana da elementi mogu dobro da odvode toplotu

Slika IV.1-8a Dvolamelna frikciona spojnica Slika IV.1-8b Višelamelna frikciona spojnica

Po izradi spojnice, kako bi se smanjile vibracije koje bi ona mogla da prouzrokuje

svojom neuravnoteţenošću inercionih sila i masa, spojnice se uravnoteţavaju prema preporuci

VDI 2060 normi, sa tolerancijskom klasom G 6,3.

202

Slika IV.1-9 Dijagram preporuka za uravnoteţenje spojnica

prema VDI 2060

Već je napred rečeno da potisnu silu trenja stvaraju opruge koje mogu da budu

različitih oblika (slika IV.1-10) spiralno-cilindrične, spiralno-konusne ili tanjiraste,

drugojačije nazivane membranske opruge.

Spiralna cilindrična

opruga

Spiralna konusna opruga Tanjirasta (membranska

opruga)

Slika IV.1-10 Različite vrste opruga na frikcionim spojnicama

203

Slika IV.1-12 Hidraulično komandovanje

spojnicom

Slika IV.1-13 Cilindar davač komande

Slika IV.1-11 Vrste lamela Slika IV.1-14 Potisni cilindar spojnice

Svaka od njih ima svojih dobrih i loših osobina.

Spiralne opruge neznatno menjaju silu pritiska sa habanjem tarnih lamela odnosno sa

povećanjem zazora.

204

Tanjiraste opruge zahtevaju nešto veću silu pritiska na njih, koja potom opada sa

povećanjem zazora do granice maksimalnog zazora kada se mora zameniti. MeĎutim ove

opruge imaju veoma stabilnu silu prianjanja dokle god je hod lamele u granicama dozvoljenog

istrošenja (slika IV-16) .

Slika IV.1-15 Različite karakteristike hoda spiralne i

tanjiraste opruge u funkciji sile pritiska

IV.1.2 Inercione frikcione spojnice

U posebnu vrstu frikcionih spojnica ubrajaju se takozvane inercione spojnice, kod

kojih se frikciona sila ostvaruje radijalno, dejstvom inercione sile koja razmiče tegove sa

frikcionim papučama, koje dobijaju pogon direktno od motora. Razmicanjem one radijalno

čvrsto prianjaju na doboš spojnice. Dakle ove spojnice nemaju opruge kojim se ostvaruje sila

trenja (slika IV.1-16).

IV.1.3 Elektromagnetska spojnica (slika IV.1-17) sa magnetskim prahom se

relativno manje koristi kod vozila u odnosu na ostale vrste, pre svega frikcione, stoga što je

njena cena dosta viša u odnosu na odgovarajuće frikcione spojnice sličnih karakteristika. Ona

se koristi u principu samo kod putničkih vozila sa kontinualnim menjačem-varijatorom.

Kod ovih spojnica tok kretanja snage se kreće od zamajca preko oklopa spojnice

magnetskog praha i „lamele“ na vratilo menjača. Kalem koji izaziva elektromagnetsko polje

nalazi se u prstenastom prostoru “lamele“. Napon dobija od generatora struje. U prstenastom

prostoru izmeĎu oklopa spojnice i spoljnog dela „lamele“ nalazi se čelični gvozdeni prah.

Posebnim elektronskim upravljačkim sistemom kalemu se dovodi struja, od čije jačine zavisi i

jačina magnetskog polja a samim tim i moment koji se spojnicom moţe preneti.

205

Slika IV.1-16 Inerciona kočnica

Slika IV.1-17 Elektromagnetska spojnica sa

magnetnim prahom

IV.2 Hidrauliĉne spojnice

I ako po principu rada i patentu potiču još iz 1905. godine, kod savremenih vozila se

tek korišćenjem automatskih menjača u upotrebu uvode i hidrodinamičke spojnice. Njene

izuzetne pogodnosti u načinu prihvatanja i laganog prenosa momenta, odnosno

prilagoĎavanju opterećenju izlaznog vratila, bez trzaja i dinamičkih udara dobijaju poseban

značaj pogotovu u uslovima lagane gradske voţnje tipa kreni-stani.

Slika IV.2-1 Shematski prikaz rada hidrodinamičke spojnice

Posebna pogodnost je u tome što su gabariti hidrodinamičkih spojnica relativno mali,

u odnosu na prenešeni obrtni moment, stoga što je snaga hidrodinamičkog prenosa srazmerna

petom stepenu prečnika kola ( 5 3P D ) i trećem stepenu ugaone brzine.

Hirodinamička spojnica se sastoji od kućišta u kome je smešteno pumpno i turbinsko

kolo, u principu bez posebnog sprovodnog aparata. Dodavanjem venaca nepokretnog

sprovodnog aparata sa usmernim lopaticama, hidrodinamičke spojnice dobijaju sposobnost i

transformacije obrtnog momenta na ulaznom i izlaznom vratilu, tako da postaju

hidrodinamički menjači. Pumpna i turbinska kola se po pravilu izvode sa radijalnim pravim

lopaticama (obično 25 do 35 lopatica po kolu).

Zbog svoje jednostavnosti iste u principu ne zahtevaju neko posebno odrţavanje osim

kontrole količine ulja u sistemu. Kod manjih hidrodinamičkih spojnica, kakve su obično kod

206

vozila, kućište spojnice sa pumpnim kolom je čvrsto vezano za zamajac motora, dok je

turbinsko kolo slobodno uleţišteno, a svojom glavčinom je spojeno sa gonjenim vratilom.

Slika IV.2-2 Hidrodinamička spojnica sa unutrašnjim torusom [7]

1. Pogonsko vratilo 2. Kućište spojnice 3. Turbinsko kolo

4. Pumpno kolo 5. Otvor za punjenje spojnice 6. Gonjeno vratilo

7. Toplotni osigurač (čep sa punjenjem od lako topljive legure)

Obrtanjem pumpnog kola, ulje smešteno u njemu, pod dejstvom centrifugalne sile

izlazi iz komora koje obrazuju lopatice kola i nadire u turbinsko kolo, predajući mu time i

snagu. Na samom početku rada najveća je i razlika u brojevima obrtaja pogonskog i gonjenog

vratila, odnosno proklizavanje, te je tada time i najveći obrtni moment koga spojnica moţe da

prenese. Za razliku od ostalih vrsta spojnica kod kojih se proklizavanje smatra otkazom (npr.

frikcione spojnice) i koje imaju stepen korisnosti 1 kada rade bez proklizavanja, kod

hidrodinamičkih spojnica uvek postoji razlika u brojevima obrtaja pogonskog i gonjenog

vratila (uvek rade sa izvesnim proklizavanjem) te stoga imaju stepen korisnosti koji se menja

po zakonu η = i, pri čemu je 0 ≤ i ≤ inom (inom – prenosni odnos broja obrtaja u nominalnom

reţimu rada) i obično ne prelazi vrednost 0,96-0,98. U praksi se umesto pojma „prenosni

odnos - i“ često koristi izraz „proklizavanje – s“ pri čemu je

1 2 1 2

1 1

n ns

n

s = 1 – i

Iz navedenog sledi da stepen korisnosti hidrodinamičke spojnice zavisi isključivo od

karakteristike spojnice i reţima rada iste, tako da zamena spojnica iste ili slične snage ali

drugih radnih karakteristika nije dozvoljena. Izjednačenje broja obrtaja pumpnog i turbinskog

kola praktično nikada nije moguće, ali i kada doĎe do toga u nekim reţimima rada (na primer

voţnja na nizbrdici ili slično i > inom), prenosa obrtnog momenta nema, te stepen korisnosti

naglo opada ka nuli.

207

Slika IV.2-3 Spoljne karakteristike hidrodinamičke spojnice [7]

a) sa simetričnim kolima pumpe i turbine

b) sa nesimetričnim kolima pumpe i turbine

Usled proklizavanja hidraulično ulje se zagreva, te stoga hidrodinamičke spojnice nisu

potpuno ispunjene konstantnom količinom hidrauličnog ulja (stepen punjenja uljem je obično

0,85-0,9 nominalne zapremine). Po površini kućišta obično se nalaze i rashladna rebra, mada

kod pojedinih spojnica postoje i hladnjaci ulja.

208

V. MENJAĈ

Kako je već zaključeno u poglavlju „analiza pogonskih agregata“, motor SUS sa

aspekta spoljnih brzinskih karakteristika na najbolji način ne zadovoljava potrebne uslove

vuče, odakle sledi zahtev da se u transmisiji vozila iznaĎe mogućnost prilagoĎavanja radne

karakteristike motora potrebi vuče. Drugim rečima, nakon motora i spojnice neophodno je da

se u transmisiji nalazi neki prenosnik – reduktor obrtnog momenta, kojim bi se upravo

izvršilo prilagoĎavanje karakteristika motora zahtevima vuče.

U poglavlju „klipni motori“ već je rečeno da klipni motori sa unutrašnjim

sagorevanjem, kao najčešće primenjivani pogonski agregati u motornim vozilima, menjaju

svoju efektivnu snagu prema jednačini

30

me ste

p V nP

( V.1)

Pe [kW] efektivna snaga motora

pme [MPa] srednji efektivni pritisak u motoru

Vst [ l ] radna zapremina motora

n [min-1

] broj obrtaja

To znači, da bi za konstantan srednji efektivni pritisak u motoru snaga direktno

zavisila samo od broja obrtaja, s obzirom da su ostale uticajne veličine konstantne. MeĎutim,

uslovi puta, odnosno zakoni vuče, zahtevaju drugojačiju promenu snage. Npr. pri kretanju

vozila po teško prohodnom terenu ili na polasku iz mesta, kada mora da se vozi malom

brzinom, obično je potrebna povišena snaga zbog povećanih otpora puta. Dakle, traţi se da pri

malim brzinama, odnosno brojevima obrtaja motora, na točkovima postoji povećana sila, što

očigledno motor SUS ne moţe da ostvari, shodno toku krive snage i obrtnog momenta motora

(slika III.6-2). vidi hiperbole krivih – poglavlje „pogonski agregati – vozila sa

elektropogonom“).

Drugim rečima zakoni vuče vozila nameću promenu snage motora prema jednačini

e

t

F vP

(V.2)

gde su: Pe [kW] - snaga motora F [N] - vučna sila na točkovima

v m

s

- brzina kretanja ηt [-] - stepen korisnosti transmisije

odnosno, ako se ugaona brzina zamajca, odakle se snaga motora uzima, označi sa ω1, a

obrtni moment sa T1, sledi da pre i posle prenosnika mora da postoji stalni odnos

1 1 2 2e em mP P T T const (V.3)

209

Slika V-1. Oblik krive snage i momenta jednog motora SUS

i eksploataciona oblast

Iz izraza (V.2) se vidi da pri konstantnoj snazi motora, sila vuče je proporcionalna

brzini kretanja vozila, tj.

eF v P const (jednačina hiperbole)

Slika V-2 Hiperbola vuče u funkciji brzine vozila

Ovo istovremeno pokazuje zavisnost sile vuče od brzine vozila pri potpunom

iskorišćenju snage motora, čemu bi idealni prenosnik trebalo da teţi.

210

Ukoliko se promena ne dešava prema navedenoj zavisnosti, moţe da se dogodi da

motor bude preopterećen, usled čega bi došao u oblast nestabilnog reţima rada, odnosno broj

obrtaja motora bi naglo opadao, do „gašenja“ motora ili bi se „zahuktavao“ do visokih

obrtaja, kada bi opet došao u reţim stabilnog rada ili bi pre toga reagovao regulator broja

obrtaja.

MeĎutim, kako se iz slika hiperbola vuče III.6.1 i III.6.2 vidi, različite vrste pogonskih

agregata imaju različite karakteristike krive obrtnog momenta, koje su iste više ili manje

odstupaju od "idealne hiperbole vuče", a najviše motori SUS.

Kako bi se bolje shvatio problem, posmatra se jedan idealni prenosnik, kojim moţe da

se ostvari svaki stepen prenosa „i“ sa stepenom korisnosti, koji je uvek, teorijski posmatrano,

ηt = 1. Prema već napred rečenom, za korišćenje pune snage motora, prenosni odnos mora da

se menja sa potrebnom vučnom silom F. Iz tih razloga prva i osnovna uloga regulacije je da

se odredi i pri tome u svakom trenutku realizuje, odgovarajući prenosni odnos „i“, a da pri

tome motor radi punom snagom, pa stoga i stalnim obrtnim momentom, uz zadrţavanje

stalnog broja obrtaja. Dakle, ugaona brzina iza prenosnika snage je u odnosu na ugaonu

brzinu motora 2 1 i , dok je pri tome moment sa vučnom silom u odnosu 2T k F , pri

čemu je „k“ neka konstanta, koja ima dimenziju duţine. Drugim rečima regulacija momenta

pri punoj snazi treba da se kreće prema relaciji

1 1 1P T k F i odnosno 1Ti

k F

(V.4)

pri čemu je vučna sila na točkovima promenljiva u svakom trenutku. S obzirom na

karakteristike obrtnih momenata oto i dizel motora, jasno je da motor samostalno nije u stanju

da izvrši transformaciju sile vuče i brzine u širokoj oblasti upotrebe, kakva je na putu

potrebna. Ovo utoliko pre što se zahteva da pogon bude ekonomičan. Stoga je neophodno da

se u sistem transmisije ugradi jedan ureĎaj koji će da izvrši transformisanje sile vuče i brzine,

prema zahtevu idealne hiperbole vuče. Ovaj zadatak sa više ili manje uspeha ispunjava

menjač, menjajući odnos sile vuče i brzine prema uslovima puta.

Iz navedenog sledi da menjačem mora da se obezbedi regulacija dovoljno brza i tačna,

kako bi promena vučne sile F bila nadoknaĎena promenom stepena prenosa „i.

Kako je relativno uska oblast brojeva obrtaja motora, u kojoj je specifična potrošnja

goriva najmanja, (vidi dijagram V.1), svaka promena opterećenja motora neminovno povlači

za sobom i njegov neekonomičan rad, kako preko povećane specifične potrošnje goriva tako i

preko potrošnje po jedinici preĎenog puta. Pored toga vrednost obrtnog momenta motora ni u

kom slučaju ne bi bila dovoljna da savlada znatno veće momente otpora na putu.

Drugim rečima, kako je već rečeno, menjač za istu snagu motora menja obrtni moment

i broj obrtaja na svom izlaznom vratilu prema već navedenoj

jednačini 1 1 2 2e em mP P T T const . Prema tome proizvod obrtnog momenta i

ugaone brzine motora (zamajca – odakle se odaje snaga), dakle ispred menjača (T1; ω1) mora

da bude jednak istim činiocima iza menjača (T2; ω2), ne uzimajući u obzir stepen korisnosti

menjača ηm.

Ovakvom zahtevu mogu odgovoriti samo menjači sa kontinualnom promenom

prenosnog odnosa. Postojeće konstrukcije ovakvih menjača ne zadovoljavaju stroge uslove

pogona u motornim vozilima, a pored toga im je i cena nekonkurentna, pa se stoga još uvek

upotrebljavaju mehanički menjači sa zupčanicima.

211

Slika V-3. Oblik vučnog dijagrama jedne

mehaničke

transmisije vozila (četvorostepeni menjač)

Ovakvi, stepenasti menjači imaju nedostatak u tome da izlazna karakteristika

(obvojnica pojedinih vučnih sila po stepenima prenosa, slika V-3) odstupa od idealne

hiperbole, ali se to smanjuje konstrukcijom menjača sa više stepeni prenosa.

Na osnovu napred navedenog moţe da se izvede zaključak o osnovnoj ulozi menjača u

motornom vozilu:

- da omogući pravilno iskorišćenje snage motora

- da omogući kretanje vozila unazad (ako nema poseban menjač smera)

- da omogući odvajenje motora od ostalih elemenata transmisije i time omogući

puštanje motora u rad

- da omogući polazak vozila iz mesta i postepen prelaz na veće brzine

- da radi bešumno sa visokim stepenom korisnosti

V.1 Podela menjaĉa

U principu svi menjači se mogu podeliti u više grupa, već prema različitim principima

podela: konstrukcija, način rada, primenljivost ili neki drugi razlog podele. MeĎutim, za

razvrstavanje menjača za vozila najčešće se primenjuje podela u dve osnovne grupe:

mehaničke i hidrodinamičke menjače. Naravno svaka od ovih vrsta se mogu podeliti ponovo

u više podgrupa, a ovi opet takoĎe na dalje podgrupe. Na primer mehanički menjači se pre

svega mogu podeliti u dve osnovne grupe: menjači sa stepenastom promenom stepena

prenosa i menjači sa kontinualnom promenom prenosa. Dalja podela bi mogla da bude:

- menjači sa ručnim komandovanjem,

- poluautomatski menjači i

- menjači sa automatskom promenom stepena prenosa

212

V.1.1 Mehaniĉki menjaĉi

Mehanički menjači, koji se u sadašnje vreme koriste na vozilima, su menjači sa

zupčastim parovima, koji promenu stepena prenosa ostvaruju bilo uparivanjem različitih

zupčanika ili pak menjači kod kojih su zupčasti parovi po stepenima prenosa već upareni, ali

se posebno vrši uključivanje jednog ili više pojedinačnih parova.

Osnovni princip kod menjača sa uparivanjem zupčanika je da pri menjanju stepena

prenosa periferne brzine zupčanika moraju da budu jednake, kako bi se meĎusobno

uključivanje uopšte moglo da izvede ili da se ne bi izazvalo preveliko habanje ili čak lom

zubaca. U tom smislu postoje posebni podsklopovi u menjaču, smešteni uz same zupčanike,

takozvani sinhroni, kojima se vrši izjednačavanje perifernih brzina uparivanih zupčanika.

Menjaĉi sa kliznim zupĉanicima, prikazani na slici V.1-1 spadaju danas u muzejske

eksponate, kao preteče savremenih menjača. Kod ovih menjača sa pogonskim vratilom su

stalno spojena dva zupčanika koji se svojim pomeranjem pomoću poluge u obliku viljuške

uključuju sa nekim od zupčanika na pogonskom vratilu. Prilikom uključivanja višeg stepena

prenosa, nakon uključivanja spojnice (odvajanje motora od menjača) potrebno je malo

sačekati sa uključivanjem višeg stepena prenosa, kako bi se smanjila brzina gonjenog

zupčanika. U primeni na teretnim vozilima, gde su zamajne mase elemenata transmisije koje

su spojene sa menjačem znatno veće, pri prebacivanju iz višeg u niţi stepen prenosa,

izjednačavanje perifernih brzina zupčanika se postizalo menjanjem stepena prenosa sa

„razdelom“. Ovo znači da se uključivanjem spojnice menjač prebacuje u neutralni poloţaj, te

se potom spojnica isključuje „na prazno“ kako bi se podigao broj obrtaja pogonskog

zupčanika a smanjila brzina gonjenih. Nakon ponovljenog isključivanjem spojnice vrši se

prebacivanje u ţeljeni stepen prenosa. Zupčanici menjača ovakve konstrukciju su sa pravim

zubima, te su stoga i bučniji u radu. Upravo stoga, a i zbog ne praktične manipulacije, ovi

menjači se danas više ne koriste, osim kao jednostavno pokazno sredstvo u obuci.

Slika V.1-1. Trostepeni menjač sa kliznim zupčanicima (uključen I. stepen)

Menjaĉi sa pomiĉnim klinom (slika V.1-2), predstavljaju vrstu menjača kod kojih su

svi zupčanici uvek meĎusobno upareni, s tim što su zupčanici na pogonskom vratilu stalno

spojeni sa vratilom, dok su zupčanici gonjenog vratila slobodno obrtni oko svog vratila.

Zupčanici su u principu sa kosim ozubljenjem. Ovim je izbegnuta potreba izjednačavanja

213

perifernih brzina zupčanika. Gonjeno vratilo je izvedeno u obliku cevi, sa zabušenim rupama

na mestima uleţištenja zupčanika i kuglicama u njima. Unutar vratila se nalazi poluga kojom

se, prilikom biranja odreĎenog stepena prenosa, potiskuje kuglica u ţljeb na gonjenom

zupčaniku, čime se vrši zabravljivanje vratila i zupčanika.

Ova vrsta menjača je kompaktne konstrukcije, te se stoga često ugraĎuje u motocikle,

tim pre što oni nemaju par zupčanika za hod unazad.

Slika V.1-2 Petostepeni menjač sa pomičnim klinom (uključen II. stepen prenosa)

Menjaĉi sa kandţastom spojnicom I kod ovih menjača svi zupčanici su meĎusobno

upareni, s tim što su pojedini čvrsto spregnuti sa pogonskim a neki sa gonjenim vratilom.

Zupčanici su izvedeni sa kosim ozubljenjem. Na slici V.1-3. prikazan je petostepeni menjač

kod koga su zupčanici 1. 2. i 3. stepena prenosa čvrsto spojeni sa pogonskim vratilom, dok su

zupčanici 4. i 5. stepena fiksirani za gonjeno vratilo. Zupčanici koji su slobodno obrtni

uključuju se sa svojim vratilom preko kandţaste spojnice koja klizi po vratilu. Negativna

strana ovih menjača je su tome što se pre uključivanja zupčanika kandţama mora izjednačiti

periferna brzina zubaca, što se postiţe znatno lakše zbog manjeg prečnika kandţi nego kod

menjača sa kliznim zupčanicima. Usled toga primenjuju se najčešće samo kod motocikala,

stoga što izjednačavanje brzina ima direktne veze sa zamajnim masama ostalih elemenata

transmisije i utoliko je teţe što su mase veće.

Slika V.1-3. Menjač sa zupčastim kandţama

214

Menjaĉi sa mehanizmom za sinhronizaciju brzina zupĉanika, spadaju u grupu

savremenih menjača, koji se u principu koriste kako za putnička tako i teretna vozila. To su

menjači koji pored sklopova zupčanika sa kosim zupcima imaju male frikcione spojnice,

najčešće konusne, čiji se konusni prsten pre spajanja kandţi navlače na konusni trn kanţi i

svojim trenjem izaziva ujednačenje perifernih brzina zupčanika. One pored ovoga imaju i

mehanizam za meĎusobno zabravljivanje. Ovaj mehanizam se nalazi izmeĎu svaka dva para

zupčanika u stalnom meĎusobno zahvatu, drugim rečima kod četvorostepenog menjača

dovoljna su dva ureĎaja za sinhronizaciju, a kod trostepenih i petostepenih moguće je

konstrukciju napraviti i sa tri ovakva mehanizma, pri čemu prvi stepen obično nije

sinhronizovan, dok je kod komplikovanijih pa time i skupljih konstrukcija moguće je i njega

sinhronizovati. Zupčanici su izvedeni sa kosim ozubljenjem, osim zupčanika za hod unazad

koji obično nema sinhronizacioni ureĎaj, a izvodi se ili kao zupčanik sa kliznim zupčanikom

ili sa stalno uparenim zupčanicima kada su isti sa kosim zupcima.

Ovi menjači se izvode veoma često i kao jednoosni menjači, što znači da su pogonsko

i gonjeno vratilo izvedeni kolinearno i imaju slobodno obrtne zupčanike, dok je pomoćno

vratilo sa fiksiranim zupčanicima. Po osobenostima sasvim su izjednačeni sa dvoosnim

menjačima, osim što su gabaritno različiti. Naime jednoosni su znatno duţe konstrukcije ali

manjeg obima, te su prihvatljivi za ugradnju kod niskopodnih vozila ili za ugradnju

transmisije u vozila sa tunelskom koncepcijom. Dvoosni menjači su pak znatno kraći, ali sa

većim obimom i najčešće su zastupljeni kod teretnih vozila. Ovi se najčešće za putnička

vozila izvode sa glavnim osovinskim prenosnikom u istom kućištu sa menjačem.

Petostepeni menjač sa jednoosnim vratilima Četvorostepeni menjač sa dvoosnim vratilima

Slika V.1-4. Menjači sa ureĎajem za sinhronizaciju brzina

Mehanizam za sinhronizaciju, slika V.1-5, ima svoje telo, koje je ţljebovima

spojeno sa glavnim (pogonskim) vratilom i moţe po njemu da se uzduţno pomera. Sa obeju

strana nosi po jedan prsten od sinter bronze sa unutrašnjim konusom. Konusna rupa u prstenu

i spoljni konus na trnu zupčanika čine jednu frikcionu konusnu spojnicu, koja ima funkciju

izjednačenja brzina zupčanika pri uključivanju.

215

Slika V.1-5. Delovi mehanizma za sinhronizaciju

Prsten za uključivanje je unutrašnjim kandţama spojen sa telom po kome moţe

slobodno da klizi. Potisnu silu, koja prilikom uključivanja nekog stepena prenosa dejstvuje na

prsten za uključivanje (slika V.1-5) prenose kuglice, koje su pod pritiskom opruga, sa ovog

prstena na telo sinhrona, te ono stoga pritiskuje prsten sinhrona na spoljni konus trna

zupčanika. Delovi za zabravljivanje onemogućuju pomeranje prstena za uključivanje sve dotle

dok se ne dostigne isti broj obrtaja elemenata u zahvatu. Posle uključivanja stepena prenosa,

telo sinhrona, pod uticajem oprugama opterećenih kuglica, opet zauzima svoj srednji poloţaj.

U neutralnom poloţaju telo sinhrona se nalazi u srednjem poloţaju čime je prsten za

sinhronizaciju svojim unutrašnjim konusom odvojen od konusa na trnu zupčanika. Dok su

telo sinhrona i prsten za uključivanje čvrsto spojeni sa pogonskim vratilom, zupčanici su

slobodno obrtni. U postupku uključivanja, prsten za uključivanje se pomera prema zupčaniku

i pri tome povlači telo sinhrona preko kuglica koje su pod naponom opruga, dok prsten

sinhrona biva pritisnut na spoljni konus trna zupčanika. Usled trenja ovih konusnih površina

sinhroni prsten se zakreće u telu sinhrona. Zbog toga se delovi za zabravljivanje u radijalnim

voĎicama prstena za sinhronizaciju iznutra potiskuju. Delovi za zabravljivanje se postavljaju

ispred unutrašnjih kandţi prstena za uključivanje i tako sprečavaju da prsten pritiskuje venac

kandţi zupčanika.

Neutralni poloţaj Poloţaj pri zabravljivanju i

sinhronizaciji

Uključen stepen prenosa

Slika V.1-6 Mehanizam za sinhronizaciju obimnih brzina zupčanika u menjaču

216

Slika V.1-7 Mehanizam za zabravljivanje u sistemu sinhronizacije zupčanika u menjaču

Po izjednačavanju brzina prestaje klizanje sinhronih prstena po trnu, te se elementi

zabravljivanja pod pritiskom prstena za uključivanje potiskuju nazad u svoja leţišta. Stoga

prsten za uključivanje moţe da se aksijalno pomera sve dok njegove kandţe ne doĎu u zahvat

sa kandţama na trnu zupčanika. Na ovaj način je zupčanik, koji je bio slobodno obrtan sada

spojen sa glavnim vratilom, te je moguć tok snage dalje ka elementima transmisije.

Postoje različite koncepcije i konstrukcije mehanizma za sinhronizaciju, ali princip

rada i funkcija je u suštini ista.

Menjaĉi sa lamelastim spojnicama (slika V.1-8) predstavljaju dalju nadgradnju

sistema za spajanje uparenih zupčanika sa svojim vratilom. Princip rada se sastoji u tome da

se spajanje zupčanika sa vratilom vrši preko višelamelastih spojnica. Lamele spojnice su

najčešće čelične, te mogu da rade u ulju, preko koga se vrši lako odvoĎenje toplote stvorene

trenjem u trenucima uključivanja. Menjačima sa ovakvom vrstom “zabravljivanja” zupčanika

sa vratilom nisu potrebni elementi za sinhronizaciju niti druga vrsta spajanja. Prenos snage je

veoma elastičan i “mekan”, tako da se uključivanje stepena prenosa vrši bez trzaja. Ispred

ovih menjača se uvek nalazi glavna spojnica koja ima funkciju uključivanja samo na polasku

vozila. Elementima koji vrše pritisak na lamele radi stvaranja sile trenja komanduje se

elektromagnetskom kotvom. Novije vrste menjača umesto lamelastih spojnica imaju

elektromagnetske spojnice koje se napajaju jednosmernom strujom, te je komandovanje njima

bez napora, prenos snage veoma elastičan, a moguće je izvesti i delimičnu automatizaciju

celog sistema prenosa putem elektronskih komponenata.

Petostepeni menjač sa lamelastim spojnicama Elementi lamelaste spojnice u menjaču

Slika V.1-8 Petostepeni menjač sa lamelastim spojnicama i elementi lamelaste spojnice u

menjaču

Negativnost ovakvih sistema je u tome što svaki zupčasti par mora da ima svoju

spojnicu bilo da su u pitanju višelamelasti ili elektromagnetski sistemi. Usled toga ovakvi

menjači su u principu skuplji od ostalih vrsta, te se njihova ugradnja vrši samo tamo gde

postoji ekonomska isplativost ili je pak cena drugorazrednog karaktera.

217

V.2 Izbor broja stepeni prenosa

Već je ranije rečeno da menjač ima funkciju da parametre kretanja vozila što više

pribliţi idealnoj hiperboli vuče.

Stoga je duţnost projektanta da prethodno odredi broj stepeni prenosa i prenosni

odnos izmeĎu njih, odnosno da odredi veličinu meĎustepena.

Za broj stepeni prenosa postoje dva teorijska prilaza u rešavanju:

- prvi - da se ovaj broj naĎe na osnovu veličine dinamičke karakteristike i

- drugi - iz uslova iskorišćenja snage motora.

a) broj stepeni prenosa iz uslova veliĉine dinamiĉke karakteristike Prema predlogu ruskog naučnika Čudakova, dinamička karakteristika pokazuje vučna

tj. dinamička svojstva vozila i definiše se kao bezdimenziona veličina u obliku

D = G

RF vv [ - ] gde su (V.5)

Fv - vučna sila vozila

R v - sila otpora vetra

G - teţina vozila

Stoga je i logično da ruska literatura ili ona koja njoj gravitira, preporučuje na osnovu

eksperimenata i iskustva, da se broj stepeni prenosa bira na osnovu max. dinamičke

karakteristike koju bi vozilo imalo u direktnom stepenu prenosa, koji bi trebalo da bude:

Dg r = 0,1 0,105

Ako je dinamička karakteristika novoprojektovanog vozila manja od Dgr treba da se usvoji 4

ili više stepena prenosa. MeĎutim, kada je "D" veće od Dgr mogu da se menjači konstruišu sa

3 stepena prenosa.

Jasno je da vozila sa 3 stepena prenosa imaju veće gubitke tj. iskoristivost snage

motora je manja, ali mogu da se "pravdaju" većim viškom vučne snage motora (zbog veće

zakrivljenosti krive F – v dijagrama). Usled toga ovakvi menjači su nešto pogodniji za

gradsku voţnju (na primer autobusi gradskog saobraćaja sa automatskim menjačima), s

obzirom da su tu potrebna veća ubrzanja pri čestoj promeni stepena prenosa. Zbog bolje

iskoristivosti snage motora, a time i većeg ukupnog stepena korisnosti, trostepeni menjači na

putničkim i teretnim vozilima se više ne koriste, ali svoju primenu i danas nalaze kod

sporohodnih radnih vozila, pravdajući njihovu „relativna prednost“ u nešto niţim troškovima

izrade i lakšom manipulativnošću. Drugi razlog je da po pravilu ova vozila imaju motore

velikih radnih zapremina, te time i veći obrtni moment u odnosu na motore iste snage ali

manjih radnih zapremina.

Kod drumskih vozila danas su u upotrebi menjači sa najmanje 4 ili 5 stepena prenosa,

kod vozila niţe i srednje klase, a kod vozila više klase čak i 6. Za razliku od prethodnih,

teretna vozila i autobusi imaju broj stepeni prenosa menjača obično oko 6 do 8, dok kod

teretnih vozila namenjenih dugolinijskom transportu (transkontinentalna vozila), broj stepeni

prenosa je čak i 16, što se postiţe umetanjem dvostepenog reduktora iza menjača, čime se

svaki stepen prenosa praktično udvostruči, odnosno za toliko se poveća izlazni obrtni

moment.

Treba reći da većina putničkih vozila sa automatskim menjačima danas imaju po 4 do

5 stepena prenosa, s obzirom da po pravilu imaju radnu zapreminu motora veću od 2 litara.

218

b) Broj stepeni prenosa u odnosu na koeficijent iskorišćenja snage motora

Kod ovakvog optimiziranja broja stepeni prenosa, trebalo bi prethodno naći koeficijent

iskoristivosti snage motora „ηp“, pod kojim se podrazumava "dobijena" snaga prema onoj

koja se moţe dobiti kada bi menjač bio sa kontinualnom promenom stepena prenosa.

Primera radi na sl. V.2-1 dat je dijagram F – v za neko vozilo, kome bi koeficijent

iskoristvosti snage motora „ηp“ bio odnos površina ograničenih veličinom vučne sile pri max.

brzini vozila za razmatrane stepene prenosa i apscisnom osom u dijapazonu promene brzina

od vI do vmax (pri istom broju obrtaja motora ali za različite stepene prenosa).

A1 A2 A3

F

F1

F2

F3

F4

v1 v2 v3 v4 v Slika V.2-1 Dijagram „vučna sila – brzina“ kod vozila sa

četvorostepenim menjačem

Pri ovome se posmatraju maksimalne brzine s obzirom da njima odgovaraju i

maksimalne snage (posmatrane tačke leţe na idealnoj hiperboli). Naravno za svaki drugi broj

obrtaja tj. brzinu, snaga ne bi bila maksimalno moguća, te se time ne bi dobio max. stepen

iskoristivosti snage „ηp“.

Na osnovu definicije iz dijagrama sledi stepen iskoristivosti snage „ηp“:

max

I

n

i

Ip v

nv

A

F dv

gde je suma površina A i (V.6)

1.....n

i II I nII III II nIII n n nn

I

A v v F v v F v v F

odnosno

1.....n

i II nII I nII III nIII II nIII n nn n nn

I

A v F v F v F v F v F v F

S obzirom da sve krajnje tačke vučnih karakteristika leţe na idealnoj hiperboli (za sve

stepene prenosa) vaţi relacija

ni iF v c const

Iz toga sledi

1...... nI IIi

II III n

vv vA c c c c c c

v v v

tj.

Ako se sa „q“ obeleţi odnos brzina, a kasnije, u odeljku "izbor meĎustepena" biće i

dokazano da je

219

q = I

II

v

v=

II

III

v

v=

1n

n

v

v= const (V.7)

dobija se:

))(1()(.....)()(q

ccn

q

cc

q

cc

q

ccAi tj.

1( 1)(1 )iA n c

q

Površina izmeĎu idealne hiperbole i apscisne ose, u intervalu vI do vmax, jednaka je

(cdvv

cdvF

m

I

n

i

v

v

v

vm ln vm - ln vI) = c ln n

I

v

v= c ln d (V.8)

Oznakom "d" obeleţen je odnos maksimalne brzine vozila prema max. brzini u prvom

stepenu prenosa, max

I

vd

v

Eksperimentalno je dokazano da se vrednost "d" kreće u zavisnosti od vrste vozila u

granicama:

- za putnička vozila d = 3 4

- za autobuse i kamione d = 5 7

- za brzohodne guseničare npr. tenkovi d = 8 12

- za poljoprivredne traktore d = 8 30

Iz ranije naĎenih površina sledi i njihov odnos tj. koeficijent iskoristivosti snage

motora „ηp“, tako da isti glasi

1( 1) (1 )

lnp

nq

d

(V.9)

gde je „n" broj stepeni prenosa.

U kasnijem tekstu biće pokazana i dokazana relacija izmeĎu „q" i „d".

q = 1n d q = 1max

n

Iv

v za max

I

vd

v (V.9.a)

Na osnovu obrasca za „ηp" u donjim tabelama sračunati su stepeni iskorišćenja snage

motora za više stepeni prenosa u zavisnosti od raspona brzina "d" u poslednjem i prvom

stepenu prenosa “d” (d=vmax/vI)

Za putniĉke automobile

d = 3 d = 4

n 3 4 5 6 n 3 4 5 6

ηp 0,76 0,837 0,874 0,897 ηp 0.72 0,8 0,84 0,87

Za autobuse i kamione

d = 6

n 4 5 6 7 8 16

ηp 0,75 0,8 0,84 0,86 0,86 0,94

220

d = 7

n 4 5 6 7 8 16

ηp 0,75 0,8 0,84 0,86 0,86 0,937

d = 8

n 4 5 6 7 8 16

ηp 0,72 0,78 0,84 0,84 0,865 0,93

d = 10

n 3 4 5 6 7 8 9 10

ηp 0,5 0,7 0,76 0,8 0,83 0,85 0,865 0,875

Iz navedenih tabela jasno proizilazi i zaključak kako treba projektovati menjače: za što

veću iskoristivost snage motora potrebno je da dijapazon brzina "d" (vmax/vI), bude što

manji i da menjač ima što veći broj stepeni prenosa.

No, i tu postoje granice - kod putničkih automobila sa preko 5 do 6 stepeni prenosa, ne

dobija se mnogo u potpunijem korišćenju snage a konstrukcija menjača se komplikuje i time

poskupljuje.

Isti zaključak vaţi i za teretna vozila sa preko 8 stepeni prenosa. Zato se i menjači

izvode sa brojem stepeni prenosa:

- za radna sporohodna vozila i autobuse gradskog saobraćaja

sa automatskim menjačem n = 3 5,

- za putnička vozila n = 4 6,

- za teretna vozila n = 5 8,

dok se kod transkontinentalnih kamiona, kod kojih je svaki procenat korišćenja snage bitan

zbog manje potrošnje goriva, konstruišu menjači sa reduktorom, kojima svaki stepen prenosa

moţe pribliţno da se predvoji.

V.2.1 Izbor meĊustepena – raspored prenosnih odnosa

Kao i broj stepeni prenosa u menjaču, tako je i izbor meĎustepena je veoma vaţan.

Postoje više kriterijuma po kojima se vrši raspodela, a najčešće korišćeni su:

- izbor meĎustepena prema mogućnosti optimalnog iskorišćenja snage motora

- izbor meĎustepena prema uslovima stabilnosti rada motora

a) Izbor meĊustepena prema mogućnosti optimalnog iskorišćenja snage motora –

izbor prema geometrijskoj progresiji

Ako se posmatra F – v dijagram nekog vozila (sl.V.13) moţe jasno da se zaključi da sa

manjom površinom (koja je na dijagramu osenčena) se dobija i veće iskorišćenje snage

motora. Stoga, da bi se pronašao optimalan raspored prenosnih odnosa, mora se postaviti

uslov da osenčene površine budu najmanje.

Da bi jednostavnije mogao da se reši problem, postavljaju se dodatni uslovi, a to su:

- koeficijent korisnosti transmisije „ηt“ je pribliţno jednak u svim stepenima prenosa

- pretpostavlja se da je specifična vučna sila nn

Ff

G u celom intervalu stepena prenosa

jednaka i da odgovara vučnoj sili pri maksimalnoj snazi motora, što bi značilo da je stepen

prenosa prilagodljivosti motora jednak jedinici.

221

A1

A2

F1

F2

F3

v

v1 v2 v3=vmax

Fn

Slika V.2-2. Neiskorišćena snaga motora (osenčene trouglaste površine)

kod vozila sa trostepenim menjačem

Drugim rečima da bi se našao optimalan raspored stepeni prenosa treba da su

zadovoljeni uslovi:

- zasenčene trougaone površine na slici V.2-2, najmanje

- ili da su površine A 1 , A 2 najveće,

i to uz pretpostavke:

- da se pri promeni stepena prenosa iz niţeg u viši neće izgubiti na brzini vozila,

odnosno da je brzina u momentu uključivanja višeg stepena prenosa jednaka brzini na

kraju ubrzanja u niţem (prethodnom) stepenu prenosa

- da se promena u viši stepen prenosa vrši kada motor dostigne broj obrtaja kada ima

maksimalnu snagu, to jest pri „nPmax“.

Matematički postavljeno, zbir površina Ai na dijagramu V.2-2 je:

n

i II I II III II III

I

A v v F v v F

Pri tome idealna kriva iskoristivosti snage motora bi bila

en m II II III IIIP F v F v const c

tako da je površina

2 2I II I III II II III II II III III

II III II III

v v v vA c v F c v F c c v F v F c

v v v v

Da bi se dobio postavljeni uslov maksimalnosti površina, treba potraţiti maksimum

funkcije A po promenljivoj vII , tj. prvi izvod funkcije A po promenljivoj mora da bude

jednak 0.

(I) 0)

1(

2

IIIII

I

II vv

vc

dv

Ad

tj. II I IIIv v v (V.10)

što bi bio optimalni poloţaj brzine vII za postavljeni uslov maksimalne iskoristivosti snage

(maksimalne površine F-v)

222

Deljenjem leve i desne strane prve jednačine sa vI, odnosno kada se brzina vIII podeli

sa vII dobija se dalji meĎusobni odnosi prenosnih odnosa

2

II III I III

I I I

v v v v

v v v

i

2

III III III

II I III I

v v v

v v v v

(V.11)

Očigledno je da prema uslovu optimalnosti iskoristivosti snage motora, stepeni

prenosa treba da stoje u odnosu

1

........IV nII III

I II III n

v vv vconst q

v v v v

(V.12)

Iz navedenog sledi da je:

II Iv v q 2

III II Iv v q v q tj. za n-ti stepen prenosa 1n

n Iv v q

Ovaj način rasporeda prenosnih odnosa u menjaču, gde je odnos više brzine prema

prvoj sledećoj niţoj brzini konstantan, naziva se raspored prema geometrijskoj progresiji.

Pri ovakvom rasporedu kod n stepeni prenosa, stepen progresije je:

1n

n

I

vq

v (V.13)

Ako se pak odnos izmeĎu max. brzine i brzine u prvom stepenu prenosa označi sa "d"

sledi:

11

nnn

I

vq d

v

(V.14)

Kako izmeĎu brzina i prenosnih odnosa u menjaču postoji veza v i c , to se i stepeni

prenosa imaju kao

III ii : q IIIII ii : q = Ii : 2q 3:: qiqii IIIIIV

odnosno 1n I

n

iq

i

to jest 11

nIn

n

iq d

i

(V.15)

Drugim rečima sledi i zaključak: snaga motora će biti optimalno iskorišćena u celom

dijapazonu broja obrtaja motora, odnosno brzina vozila (od vI do vmax) i za celu oblast

vučnih sila, ako su brzine (prenosni odnosi u menjaču) rasporeĎeni prema geometrijskoj

progresiji.

Identični rezultati se dobijaju razvijanjem brzina na točkovima

maxmax

0

2 d Pn

n

r nv

i i

i max1

1

1 0

2 d Pn

n

r nv

i i

(V.16)

223

uz pretpostavku da je max 1n nv v , odnosno da se pri promeni stepena prenosa iz niţeg u viši

neće izgubiti na brzini vozila, odnosno da je brzina u momentu uključivanja višeg stepena

prenosa jednaka brzini na kraju ubrzavanja u niţem (prethodnom) stepenu prenosa, sledi

max 1

1

P

n n

n n

i i

→ max

1 1

P n

n

n i

n i

(V.17)

iz napred postavljenog uslova da je max 1n nv v , odnosno 21 max nn

v v i dalje, sledi

1 max

2 1

n P

n

i n

i n

odnosno max 1 2

1 2 3 1

P n

n

n ii iq const

n i i i

odnosno odnos izmeĎu pojedinih stepena prenosa bi bio:

I

II

iq

i →

1II Ii i

q

II

III

iq

i →

2

1 1III II Ii i i

q q (V.18)

III

IV

iq

i →

3

1 1IV III Ii i i

q q

odnosno u opštem slučaju

1

n

n

iq

i

→ 1

1n In

i iq

(V.19)

drugojačije napisano sledi

I II III

II III IV

i i iq

i i i to jest 2

I IIi i q q → Iq i

dakle u opštem slučaju za jedan n-to stepeni menjač bi sledilo:

1nIq i (V.20)

Dakle za slučaj beskonačno velikog broja stepena prenosa zamajac motora bi se obrtao

uvek u dijapazonu od nI → nPmax , a korišćena snaga motora bi bila maksimalna.

U praksi se obično kod vozila sa više od četiri stepena prenosa usvaja da je

pretposlednji stepen prenosa ustvari direktni stepen, to jest prenosni odnos je jednak 1, to jest

in-1 = 1, dok je poslednji stepen prenosa takozvani štedni hod, čime se ustvari postiţe da se

izlazno vratilo iz menjača obrće brţe od zamajca motora, čime se postiţe ušteda goriva.

Dakle za jedan petostepeni menjač bi se imalo:

4Iq i ;

34II Ii i ;

24III I Ii i i ; 4

IV Ii i (V.21)

224

Uzevši da je pretposlednji stepen prenosa direktni, dakle iIV = 1, sledi da bi za peti

stepen prenosa, odnos „q“ bio:

3Iq i odnosno prenosni odnos petog stepena

3

1V

I

ii

< 1

Za uobičajene četvorostepene ili petostepene menjače, dakle, sledi

IVi = 1 - ako menjač ima četiri stepena

Vi = IVi : q - ako menjač ima pet stepeni prenosa

Prethodna izvoĎenja su izvedena uz pretpostavku da prilikom prebacivanja stepena

prenosa u viši nema smanjivanja brzine. MeĎutim, činjenica je da ipak dolazi do smanjenja

brzine i to utoliko više ukoliko je brzina kretanja vozila veća. To stoga što su pri višim

brzinama veći i otpori kretanju, pre svega otpor vazduha.

Drugim rečima

vn+1 < vnmax pa je stoga je i 1

I

n

n

i

< maxP

n

n

i odnosno

1

n

n

i

i

< maxP

I

n

n (V.22)

na osnovu navedenog sledi i zaključak da bi se „gubitak“ brzine smanjio potrebno je

da u stvarnosti vlada odnos izmeĎu stepena prenosa

IV

V

i

i< III

IV

i

i < II

III

i

i < I

II

i

i (IV.23)

Razlog ovome je da se na taj način povećavaju srednje brzine kretanja i smanjuje

"razmak" izmeĎu dva stepena prenosa (kod viših stepena), što je osnovni nedostatak kod

raspodele meĎustepena sa geometrijskom progresijom kada ima više stepeni prenosa.

V.2.1. 1 OdreĊivanje prvog stepena prenosa

TakoĎe vaţno pitanje koje se postavlja je kako odrediti prvi prenosa u menjaču. Za

rešavanje ovog problema treba poći od postavke da vozilo mora da savlada sve otpore na

putu. Uz pretpostavku da će se najveći otpor savladati najvećom vučnom silom u I stepenu

prenosa, iz poglavlja otpori kretanju, vidi se da je najveća vučna sila (na polasku ):

cos sin cos sinOF G f G G f G u (V.24)

Uzimajući da je za male uglove cos =1 i s i n t g p (za uglove do 100 greške

praktično nema), moguće je zbir koeficijenata (f + p) izraziti koeficijentom u.

Kako je maksimalna vučna sila direktno zavisna od obrtnog momenta motora i stepeni

prenosa u transmisiji, sledi

max 00

I t

d

T i iF G u

r

odnosno max

max 0

dI

t

u G ri

T i

gde su: (V.25)

iI - prvi stepen prenosa

max cos sinu f - maksimalni otpori puta

G - teţina vozila

dr - dinamički poluprečnik točka

Tmax - maksimalni obrtni moment motora

Oi - stepen prenosa u pogonskom mostu

225

t - stepen korisnosti transmisije

f - koeficijent otpora kotrljanju

- ugao nagiba puta

Isto tako mora da se vodi računa da maksimalna sila vuče na pogonskim točkovima

(Fi) ne sme da preĎe maksimalnu athezionu silu izmeĎu pogonskih točkova i podloge, koja se

računa prema

i iF Z gde je (V.26)

Zi - teţina prianjanja na pogonsku osovinu,

μ - koeficijent trenja izmeĎu pogonskog točka i tla

Teţine koje padaju na pojedine pogonske osovine (poglavlje otpori kretanju) su:

za prednju pogonsku osovinu

1

cosz t

t

G l h fZ

l h

(V.27)

za zadnju pogonsku osovinu

2

cosp t

t

G l h fZ

l h

(V.28)

lp - rastojanje centra prednje osovine do teţišta

lz - rastojanje centra zadnje osovine do teţišta

th - visina teţišta od podloge

l - osovinsko rastojanje

f – koeficijent otpora kotrljanju

Iz navedenog sledi da prvi stepen prenosa mora zadovoljiti uslov

max

max 0

dI

t

u G ri F

T i

(V.29)

Napred navedeni načini računanja meĎustepena vaţe za vozila koja se kreću

normalnim putevima. MeĎutim, za teška teretna i radna vozila, koja su često prinuĎena da se

kreću i van puteva ili pak u uslovima veoma velikih otpora kretanja, način proračuna se

razlikuje.

Naime, takva vozila obično imaju 5 ili 6 stepeni prenosa, te se kod njih prvi stepen

prenosa uvek računa na osnovu maksimalnih otpora kretanja. MeĎutim, drugi stepen prenosa

se računa na osnovu normalnih otpora kretanju pri polasku vozila, te se na taj način prvi

stepen prenosa isključuje iz ukupnog dijapazona "d" i ostali meĎustepeni se raspodeljuju na

opisani način, s tim da je peti stepen prenosa "direktni" a šesti tzv. "štedni hod". Pored toga

kod ovakvih vozila se vrši korekcija pomeranjem ka višim brzinama tj.

2 1

1

IV n nII

III V n n

i i ii

i i i i

(V.30)

226

Kako je već napred rečeno, razlog ovome je da se na taj način povećavaju srednje

brzine kretanja i smanjuje "razmak" izmeĎu dva stepena prenosa (kod viših stepena), što je

osnovni nedostatak kod raspodele meĎustepena sa geometrijskom progresijom.

b / Izbor meĊustepena po aritmetiĉkoj progresiji

Kod ovakvog izbora meĎustepena razlika izmeĎu susednih stepeni je uvek konstantna

tj.

1.....I II II III n ni i i i i i const (V.31)

čime se dobija da je u višim stepenima prenosa razlika izmeĎu brzine manja, čime se

„ispravlja“ osnovni nedostatak geometrijske raspodele. Time je ujedno i manja razlika

ugaonih brzina na kvačilu pri promeni u sledeći stepen prenosa (viši ili niţi) te je i manje

proklizavanje kvačila a time i bolje ubrzanje u višim stepenima prenosa.

MeĎutim, ono što je prednost za više, to je nedostatak za niţe stepene prenose.

Odnosno, razlika izmeĎu brzina u niţim stepenima prenosa je veća, te se pojavljuje

mogućnost da usled većeg smanjenja broja obrtaja motora, isti padne u oblast nestabilnog

reţima rada, usled čega počinje da se „guši“, kao posledica smanjivanja obrtnog momenta

motora odnosno vučne sile (upravo kada je najpotrebnija). Kao sledeća posledica ovoga je i

veće proklizavanje kvačila u periodu uključivanja istog a i ubrzanje u niţim stepenima je

manje.

Na dijagramu slika IV.14, koji uporedo prikazuje geometrijsku i aritmetičku raspodelu

prenosnih odnosa na testerastom (n – v) dijagramu, najbolje se moţe i ilustrovati napred

rečeno.

Drugim rečima, kod geometrijske progresije, razlika brzina vozila izmeĎu pojedinih

stepena uvek je različita i to uvek viša u višim stepenima prenosa

V IV IV III III II II Iv v v v v v v v odnosno 1 1 2n n n nv v v v (V.32)

dok je raspon brojeva obrtaja motora pribliţno jednak u svim stepenima prenosa (nTmax do

nmax~nPmax).

Za razliku od navedenog za geometrijsku progresiju, kod aritmetičke progresije

razlika brzina vozila izmeĎu pojedinih stepena uvek je pribliţno jednaka, to jest

V IV IV III III II II Iv v v v v v v v odnosno 1 1 2n n n nv v v v

dok je raspon brojeva obrtaja motora različit u svim stepenima prenosa (nmin do nmax~nPmax).

Usled ovoga najčešće nije moguće da se prebacivanjem stepena prenosa u viši

postigne da minimalni broj obrtaja u višem stepenu prenosa bude u blizini nTmax, što je ustvari,

kako je već rečeno i nedostatak aritmetičke progresije.

Iz navedenog sledi da bi najbolji menjač bio onaj koji bi u niţim stepenima prenosa

imao raspodelu po geometrijskoj progresiji a u višim da se raspodela pribliţi aritmetičkoj

progresiji, čime bi razlika izmeĎu susednih brzina bila manja i pribliţno jednaka. Time bi se

spojile prednosti obeju raspodela a otklonili nedostaci, odnosno dobilo bi se najbolje ubrzanje

u svim stepenima prenosa.

227

Slika V.2-3. Razlike brzina pri aritmetičkoj (levo) i geometrijskoj (desno)

raspodeli stepeni prenosa

c / Izbor meĊustepena prema uslovima stabilnosti rada motora

Pri promeni "brzina" u viši stepen moţe da se dogodi da se broj obrtaja motora naĎe u

nestabilnom području, tj. onom gde je broj obrtaja "n" manji od broja obrtaja pri max.

momentu. Kao posledica povećanju otpora kretanju moţe da se pojavi naglo smanjenje broja

obrtaja motora.

Da bi se to izbeglo treba teţiti da se uvek obrtaji motora naĎu u stabilnom području tj.

izmeĎu broja obrtaja pri max. momentu "nTmax" i broja obrtaja pri max. snazi "nPmax". Drugim

rečima, pri prebacivanju u viši stepen prenosa trebalo bi da broj obrtaja motora sa nP = nPmax

„padne“ na broj obrtaja kada obrtni moment motora najviši (nT = nTmax)

Matematički izraţeno, brzina na pogonskom točku vnt bi za n-ti stepen prenosa bi bila

pri nT broju obrtaja motora

0 1

3,6

30

d Tnt

n

r nv

i i

(V.33)

Kako je max. brzina u n+1-om stepenu prenosa za broj obrtaja pri maksimalnoj snazi

(maksimalan broj obrtaja) „nP“

max 1

0 1

0,377 d P

n

n

r nv

i i

(V.34)

Deljenjem ovih jednačina dobija se odnos max 1n P

nt T

v n

v n

odnosno generalisano za sve stepene prenosa

1

...... nII III P

I II n T

vv v nq const

v v v n

(V.35)

228

Prevedeno na izraze za stepene prenosa, sledi

1 max....... n PI II

II III n T

i ni iq const

i i i n

(V.36)

što bi značilo da se meĎustepeni nalaze takoĎe po geometrijskoj progresiji samo sa stepenom

progresije

p

T

nq

n (V.37)

Zaključak svega navedenog bi bio da stepene prenosa u menjaču, za niţe stepene

prenosa, treba da se biraju prema geometrijskom redu sa stepenom progresije - pribliţno

np/nT, a u višim stepenima faktor progresije bi trebalo da se pribliţava aritmetičkoj progresiji.

V.3 Konstruktivna rešenja menjaĉkih kutija

Već je na početku ovog poglavlja rečeno da su menjači po svojoj funkciji veoma

odgovoran deo sklopa transmisije. Stoga su i zahtevi koji se pred njih postavljaju veoma

strogi. Najosnovnije, a ujedno i najbitnije što oni treba da zadovolje je:

- da su jednostavne konstrukcije i veoma izdrţljivi što garantuje lakoću pri odrţavanju i

siguran rad

- da su malih gabarita, teţine i jeftine za proizvodnju

- da imaju visok stepen iskorišćenja snage motora kao i da im je mehanički stepen

iskorišćenja visok

- da su podesni za rukovanje i da rade sa što manje šuma

- da omoguće rad motora nezavisno od rada ostalog dela transmisije sa uključenom

spojnicom (rad motora na praznom hodu)

- da omoguće kretanje vozila unazad (prema Zakonu o bezbednosti u saobraćaju sva

vozila sa ukupnom masom većom od 400 kg moraju da imaju mogućnost kretanja

unazad)

Jednostavnost konstrukcije i izdrţljivost

Kako je već rečeno u odeljku o konstrukciji menjača, savremeni menjači su tako

koncipirani da su svi parovi zupčanika uvek u zahvatu, a menjanje prenosnih odnosa postiţe

se uključivanjem kandţastih spojnica sa odgovarajućim zupčanicima. Stoga su zupčanici (bar

većina) slobodno okretljivi na svojim osovinama, dok kandţaste spojnice, preko kojih se

snaga prenosi na vratila, klize po oţljebljenom vratilu.

Pored toga savremeni menjači imaju tzv. "sinhronizatore" čija je osnovna funkcija da

potpuno isključe ili bar ublaţe dinamička naprezanja pri uključivanju pojedinih stepeni

prenosa. Oni to postiţu time što pre nego se spojnice meĎusobno uključe, prethodno se

posebnim kliznim prstenovima (sinhronima) izjednače ugaone brzine periferne brzine

zupčanika. Ovim se ujedno omogućuje i lakše uključivanje stepeni prenosa.

229

Slika V.3-1 Menjač sa šest stepeni prenosa, teretnog vozila

Pouzdanost rada menjača se postiţe većom krutošću kućišta i vratila menjača, zbog

čega se u kućištu izvode pregrade i rebra, a najopterećeniji zupčanici se smeštaju blizu

leţajeva.

Što se pak samih zupčanika tiče, oni su najčešće cilindrični sa kosim ozubljenjem,

koje je uz to dvomodulno (veći modul u korenu, a za visinu zuba se uzima manji modul),

čime je povećana njihova čvrstoća a šumnost u radu bitno smanjena.

Pored navedenog i podmazivanje elemenata ima veliki značaj, te stoga je neophodno

obezbediti dobar dotok ulja svim delovima.

Zbog visokih specifičnih pritisaka koje trpe zupčanici, ulje kojim se vrši podmazivanje

mora da bude visokog kvaliteta tako zvano "multi purpose", obogaćeno odgovarajućim

aditivima, kojima se postiţe dobro prianjanje ulja za površine i odrţava film ulja i pored

visokih specifičnih pritisaka. Naravno sa dobrim podmazivanjem je povezano i dobro

zaptivanje odgovarajućim zaptivkama.

Slika V.3-2 Menjač sa pet stepeni prenosa, teretnog putničkog vozila Z-101,

sa diferencijalom u istoj kutiji (prednji točkovi pogonski)

230

V.4 Automatski menjaĉi

Grupa automatskih menjača moţe da se podeli u dve osnovne grupe i dalje svaka od

njih u dve podgrupe:

Poluautomatske menjaĉe (sa prekidom toka snage)

- Kod prekida toka snage (isključeno kvačilo) funkciju menjanja

stepena preuzima servo motor u unapred izabrani stepen prenosa

- Menjanje stepena prenosa se vrši ručno posredstvom servo pojačivača

(pneumatski ili hidraulični)

Potpuno automatske menjaĉi

- Izbor stepena prenosa se vrši samostalno u zavisnosti od opterećenja,

broja obrtaja motora i brzine kretanja vozila. Izbor stepena prenosa se vrši bez prekida toka

snage.

- Prenosni odnosi mogu da budu stepenasti (kao klasični menjači) ili

kontinualni (varijatori)

Slika V.4-1 Podela automatskih menjača

231

Slika V.4-2 Izgled jednog modernog automatskog menjača

sa stepenastim prenosom

V.5.1 Poluautomatski menjaĉi

Poluautomatski menjači se sastoje od hidrodinamičkog menjača momenta, lamelaste

spojnice i jednog mehaničkog višestepenastog menjača sa ručnim komandovanjem. Prilikom

menjanja stepena prenosa neophodno je da se prekine tok snage, što se vrši uz pomoć servo

pojačivača, koji radi na principu podpritiska koga dobija iz posebne vakum pumpe, a

komanda se dobija od papučice spojnice. Ručica za „promenu stepena“ predstavlja ustvari

samo električni prekidač kojim se bira odreĎeni stepen prenosa i zatvara kontakt odreĎenog

elektromagnetskog ventila, kojim se vrši uključivanje izabranog stepena prenosa.

Slika V.5-1 Funkcionalna shema poluautomatskih menjača

S obzirom da hidraulični menjači momenata nemaju veliku mogućnost prenosnog

odnosa (najviše do 3), radi povećanja prenosnog odnosa isti se kombinuju najčešće sa jednim

planetarnim prenosnikom. IzmeĎu hidrauličkog menjača i planetarnog prenosnika postavlja se

jedna obična frikciona spojnica kao polazni uključno isključni element.

232

Pored navedenog sistema poluautomatskih menjača u praksi se koriste i stepenasti

menjači sa hidrauličnim upravljanjem. Oni se sastoje takoĎe od hidrodinamičkog menjača

obrtnog momenta, mehaničkog planetarnog prenosnika i sistema za mehaničko – hidrauličko

upravljanje. Ovi sistemi su nešto komplikovaniji i sa znatno više elektronike, tim pre što se

sada kompletan hidraulični sistem upravlja elektronikom (zupčasta pumpa kojom se stvara

pritisak ulja, regulatori pritiska, sistem hidro ventila), informacioni sistem koji sadrţi senzore

(davače stanja) i aktuatore (izvršne elemente), kojima se vrši izbor stepena prenosa (sistem

mehaničkih i elektromagnetskih ventila, sistem trakastih kočnica, lamelasta spojnica, poloţaj

praznog hoda).

Slika V.5-2 Poluautomatski menjač (3. stepen prenosa) sa hidrauličkim upravljanjem

V.5-3 Shematski prikaz pumpe za ulje V.5-4 Shematski prikaz trakaste kočnice

V.5.1.2 Hidrodinamiĉki menjaĉi momenta

Za razliku od hidrodinamičkih spojnica, kojima su po konstrukciji slični osim što

nemaju sprovodni aparat, hirodinamički menjači se sastoji od kućišta u kome je smešteno

pumpno i turbinsko, kao i venac nepokretnog sprovodnog aparata sa usmernim lopaticama

(slika V.5-5). Time hidrodinamički menjači dobijaju sposobnost i transformacije obrtnog

momenta na ulaznom i izlaznom vratilu. Pumpna i turbinska kola se po pravilu izvode sa

radijalnim pravim lopaticama (obično 25 do 35 lopatica po kolu). Kao fluid kojim se snaga

prenosi sa pumpnog na turbinsko kolo koristi se specijalno hidraulično ulje.

233

Slika V.5-5 Hidrodinamički menjač

obrtnog momenta

Slika V.5-6 Kruţni tok ulja u

hidrodinamičkom sistemu menjača

Strujni tok ulja Tok strujnica u sprovodnom aparatu

Slika V.5-7 Skice toka strujanja ulja u hidrodinamičkom menjaču

Uljni krug celog sistema hidrauličnog menjača momenta (slika V.5-6) sastoji se još od

jednog predrezervoara odakle zupčasta pumpa crpe ulje. Ulje se uvodi u kućište hidrauličkog

pretvarača sa ciljem da poveća pritisak u momentnom pretvaraču na vrednost od 3 do 4 bar

(max. 7 bar), čime se smanjuje mogućnost pojave kavitacije na pumpnom, sprovodnom i

turbinskom kolu i time smanjuju moguća oštećenja a povećava stepen korisnosti pretvarača.

S obzirom na zagrevanje ulja, u sistemu postoji obično i hladnjak ulja, mada postoje

hidraulični pretvarači koji nemaju hladnjak, već se toplota odvodi preko površine pretvarača,

koja je tada orebrena radi povećanja rashladne površine. Radi zaštite od pregrevanja ovakvi

pretvarači imaju najčešće i čep sa umetnutom lakotopivom legurom, koji se topi kada

temperatura ulja preĎe predviĎenu vrednost.

234

V.5.1.3 Poluautomatski menjaĉi sa elektronskim upravljanjem

Kao dalja nadgradnja poluautomatskih menjača veliku primenu su našli i menjači sa

elektronskim komandovanjem. Ovakvi menjači omogućuju:

- Daleko viši konfor voţnje

- Različite mogućnosti programiranog upravljanja (na primer sa aspekta optimirane

potrošnje goriva i snage)

- Menjanje stepena prenosa bez prekida toka snage

- Korišćenje zajedničkih senzora za sistem elektronskog upravljanja i kontrole

- Niţu potrošnju goriva

- Mogućnost relativno jednostavnog podešavanja za različite motore, tipove i namene

vozila

Slika V.5-8 Blok šema sistema sa elektronskim upravljanjem

Ovi sistemi se sastoje od:

a) Upravljačkog sistema: - Sistema za elektronsku kontrolu motora

- Sistema za elektronsku kontrolu menjača

b) Senzora (davača) za: - Radni broj obrtaja menjača

- Broj obrtaja motora

- Temperature motora

- Stanje opterećenja

- Kick-Down senzor - poloţaj ručice menjača

- Poloţaj prigušne klapne

c) Aktuatori - Regulator pritiska

(izvršni elementi): - Magnetski ventili

V.5.1.4 Kontinualni automatski menjaĉi – varijatori

Kako im samo ime kaţe, ovi prenosnici vrše promenu prenosnog odnosa kontinualno,

bez prekida, u celom svom opsegu.

Konstrukcija je manje više slična kod svih - na pogonskoj strani menjača postoji

planetarni prenosnik sa lamelastom spojnicom za hod vozila napred ili nazad i primarna

pogonska klinasta spojnica čije su stranice pomerljive (slika V.5-9).

235

Sklop varijatora Shematski prikaz ostvarivanja promene

prenosnog odnosa

Slika V.5-9 Kontinualni prenosnik snage - varijator

Prenos snage sa primarne remenice na sekundarnu ide preko člankaste čelične trake sa

konusnim ivicama (slika V.5-10). Pomeranje stranica remenica vrši se pomoću hidrauličkog

cilindra, mada postoje sistemi (kao kod ranije proizvoĎenog vozila DAF 33- kasnije “Volvo

33”) da se promena širina stranica remenica, pa time i obim po kome se kreće gumeni

armirani remenik ostvaruje podpritiskom iz motora. Time se prenosni odnos menja prema

i =rw2/rw1.

Slika V.5-10. Člankasta čelična traka varijatora

Najmanji prenosni odnos, koji se ostvaruje pri najvišim brzinama kretanja ima se kada

je člankasti kaiš na primarnoj remenici najudaljeniji od centra (spoljni poluprečnik r1), dok je

tada na sekundarnoj remenici poluprečnik najniţi (unutrašnji poluprečnik r2).

Kod novijih verzija varijatora upravljanje se vrši elektronsko - hidrauličkim putem, pri

čemu je komandni deo elektronski a izvršni sistem najčešće hidraulični.

236

VI. RAZDELNICI SNAGE

U poglavlju transmisije II.5 i VIII. vozila, navedeno je da vozila sa pogonom na svim

točkovima posle menjačke kutije imaju poseban sklop, takozvani razdelnik snage, koji

omogućava da se snaga podeli na prednji i zadnji pogon.

Slika VI.1 Konvencionalni razvod sa pogonom na svim točkovima

Slika VI.2 Pogon na sve točkove sa izvodom od prednje pogonske osovine

U principu, kod vozila za zahtevima za povišenom prohodnošću, u zajedničkom

kućištu sa razdelnikom snage tada se nalazi i reduktor, čija je funkcija da svaki prenosni

odnos u menjaču najčešće udvoji čime se udvostručava i vučna sposobnost vozila na račun

brzine kretanja istog. Shodno nameni vozila, podela snage na prednju i zadnju osovinu moţe

da se kreće u različitim opsezima, na primer 50:50%, mada se kod teretnih vozila, s obzirom

na veću athezionu silu zadnjih točkova, podela vrši u srazmeri mase koja pada na prednju i

zadnju osovinu, recimo 35% na prednju i 65% na zadnju osovinu.

237

Slika VI.3 Razdelnik snage sa integrisanim šperdiferencijalom

Kako je već rečeno ranije, u sklopu razdelnika snage, kod vozila sa povišenom

prohodnošću, tada se nalazi i takozvani meĎu ili srednji diferencijal sa ureĎajem za blokadu

diferencijala.

Slika VI.4 Klasičan razdelnik snage sa reduktorom

238

VII. KARDANSKA VRATILA

Kod vozila gde je motor postavljen napred a pogonski most nazad ili u slučajevima

kada je potrebno posle razdelnika snage istu odvesti na prednje i zadnje osovine, kao

prenosnici snage koriste se kardanska vratila. Osnovni razlog njihovog korišćenja je što

omogućuju prenos snage izmeĎu izlaznog i prijemnog vratila i kada njihovi relativni poloţaji,

pored meĎusobne udaljenosti, nisu na jednakoj visini ili saosni ili se izlazno i prijemno vratilo

gibaju različitim frekvencijama.

Kardanska vratila se izvode kao sklopovi sastavljeni od prirubnica na oba kraja, koje

se vezuju za zglobne elemente, koji omogućuju da su ose vratila pod uglom pre i iza zgloba i

da pri tome izmeĎu vratila ne postoji proklizavanje. IzmeĎu zglobnih elemenata postavljena je

cev, najčešće teleskopska, kojom se omogućuje i promena rastojanja izmeĎu zglobova.

Slika VII.1 Uobičajeno mesto postavljanja kardanskog vratila kod vozila

Zavisno od toga kako se sa promenom ugla izmeĎu predajnog i prijemnog vratila

menja ugaona brzina, kardanska vratila se dele na sinhrona i asinhrona. Prenosni odnos

izmeĎu ugaonih brzina predajnog ω1 i prijemnog vratila ω2 predstavlja kinematski prenosni

odnos iω= ω1/ ω2.

a b

Slika VII.2. Slika zgloba kardanskog vratila

a) Krstasti zglob sa igličastim ležajem b) Loptasti zglob

Kod sinhronih vratila se sa promenom ugla izmeĎu vratila prenosni odnos ne menja, to

jest ugaone brzine predajnog i prijemnog vratila ostaju iste (sinhrone) - iω = 1, odnosno ω1 =

ω2. Kod ovih kardanskih vratila zglobovi se izvode sa čeličnim lopticama smeštenim u lučnim

kanalima, slika VII.2b i VII.3b. Pri zaokretanju vratila loptice se postavljaju u jednoj ravni

koja uvek podjednako deli ugao izmeĎu vratila, tako da se postiţu iste ugaone brzine spojenih

239

vratila. Ova vratila predstavljaju veoma kvalitetno rešenje prenosa snage izmeĎu pogonskog i

gonjenog elementa koji su na rastojanju. MeĎutim, njihova tehnologija izrade je skupa i imaju

povećano habanje izmeĎu lopti i kanala tako da dolazi do pojave zazora, usled čega se

delimično menja navedena kinematika a zazori dovode i do pojava lupanja i krckanja u

zglobovima, što nije dopustivo. Stoga se oni koriste samo na mestima gde je potrebna

preciznost u prenosu snage i ravnomernost brzina pogonskog i gonjenog vratila. Ugao izmeĎu

spojenih vratila ne bi trebalo da bude veći od 200.

Kardanov krstasti zglob sa igličastim

ležajevima

Loptasti zglob sa kuglicama

Slika VII.3. Vrste izvoĎenja zglobova

Za razliku od sinhronih, asinhroni kardanski zglobovi imaju nejednake ugaone brzine

izmeĎu spojenih vratila, odnosno iω ≠ 1 to jest ω1 ≠ ω2. Zglobni element kod ovih vratila se

izvodi kao zglob Kadran-Huka (Guliano Cardano, 1501 -1576, prvi je opisao ovakav zglob, a

Robert Hooke, 1635 – 1703, prvi ga je primenio kao prenosnik obrtnog kretanja) sastoji se od

dveju spojnih „viljušaka“ i kardanskog krsta.

Kardanska vratila sa meĎuleţajem Konstrukcija i sastavni elementi

meĎuoslonca

Slika VII.4 Kardanska vratila sa dva ili više meĎuoslonca

Ujednačenje ugaonih brzina na izlazu iz pogonskog agregata i na izlaznoj prirubnici

za spoj sa gonjenim agregatom (sklopom) postiţe se postavljanjem dva kardanska zgloba na

kardanskom vratilu odnosno neposredno uz prijemnu prirubnicu i drugi uz izlaznu prirubnicu

(slika VII.4 , VII.5b i VII.7).

240

Slika VII.5 Kardanski zglob sa dvostrukim zglobom

Sastavni elementi kardanovog zgloba Kardansko vratilo sa dva zgloba

Slika VII.6 Kardansko vratilo sa dva zgloba

Usled različitih frekvenci gibanja pogonske i gonjene prirubnice menja se duţina

izmeĎu njih, tako da je neophodno da spojno vratilo (telo kardanskog vratila - uobičajeno cev)

bude snabdeveno teleskopom koji bi kompenzirao upravo navedenu promenu duţine.

Telo kardanskog vratila izvodi kao jednodelno ili kod dugačkih vratila kao dvodelno,

pri čemu se izmeĎu ovih cevi postavlja fiksirani meĎuleţaj.

Slika VII.7. Skica uobičajenog kardanskog vratila promenljive duţine sa dva zgloba,

namenjeno vozilima

241

Slika VII.8 Načini izvoĎenja podeljenih kardanskih vratila sa meĎuosloncima

Kod kardanskih vratila koji u principu prenose malu snagu, umesto zglobova sa

kardanskim krstom vrlo često se koriste zglobovi sa gumenim telom, u praksi češće nazivana

kardi guma (telo), čiji izgled i sastavni delovi su dati na slici VII.9.

Slika VII. 9 Kardanski zglob sa gumenim telom

242

VII.1 Kinematika kardanskog zgloba

Na vozilima kod kojih je primenjen raspored elemenata transmisije po sistemu: napred

motor – pogonski točkovi pozadi, neophodno je da se obrtni moment iz menjača prenese na

pogonski most. Kako su ova dva dela transmisije meĎusobno udaljena za duţinu vratila "L",

obično su i na meĎusobnom visinskom odstojanju "h", sledi da veza mora da bude pod nekim

uglom (1).

Slika VII.1-1. Kinematska skica kardanskog vratila

Slika VII.1-2 Gibanje pogonskog mosta i kardanskog vratila kod vozila

sa pogonom na zadnjoj osovini

Slika VII.1-3 Pomeranja pogonskog mosta i kardanskog vratila sa pogonom

na zadnjoj osovini po duţini i visini vozila

243

Slika VII.1-4 Različiti načini postavljanja zglobova kardanskog vratila

Slika VII.1-5. Skica kardanskog vratila sa dva zgloba

1; 2; 3 - Ugaone brzine vratila 1, 2 i 3

1; 2 - Uglovi pod kojim se seku vratila 1 i 2 ; 2 i 3

υ1 - Trenutni ugao koga zaklapaju viljuške zgloba

Pored prenosa snage pod uglom, ovo vratilo mora da zadovolji i jedan bitan

kinematski uslov - spajanje delova sa različitim frekvencijama oscilovanja. Ovaj uslov potiče

otuda što su motor i menjač spojeni sa ramom vozila preko elastičnih (obično gumenih)

elemenata, te frekvence potiču od motora sa kojim je povezan. Sa druge strane pogonski most

je vezan za ram vozila preko gibnjeva, čije su pobudne frekvence - neravnine puta. Ovo

istovremeno uslovljava da se ugao koga grade osa menjača i osa pogonskog mosta stalno

menja. Ovakvu, veoma sloţenu kinematsku vezu moţe sa uspehom da zadovolji kardansko

vratilo, sa dvostrukim kardanskim zglobovima, tzv. "homokinetički sistem."

244

Uloga ovog sistema se sastoji u tome da ispravlja manu kardanskog vratila sa jednim

zglobom. Naime prema slici VII.1-5, ako se "pogonsko vratilo 1" obrće ravnomerno ugaonom

brzinom 1 , ugaona brzina "spojnog vratila 2" nije stalna i varira izmeĎu ekstremnih

vrednosti

za ugao υ = 00 1

2max

1cos

1

2max

1cos

nn

i (VII.1)

za ugao υ = 900 2min 1 1cos 2min 1 1cosn n (VII.2)

odnosno

12 1 1

1

coscos

(VII.3)

Kako bi se izbegla neravnomernost broja obrtaja gonjenog vratila, neophodno je da

kardanska vratila imaju najmanje dva zgloba. Ovakav sistem spajanja je znači neophodan a uz

to i dovoljan, pod uslovom da su uglovi koje stvaraju pogonsko "1" i gonjeno vratilo "3" sa

spojnim vratilom "2" meĎusobno jednaki i u istoj ravni.

Za brojni primer izgleda: ako se pogonsko vratilo "1" obrće konstantnom ugaonom

brzinom 10001 min-1

, a ovo sa spojnim vratilom "2" zaklapa ugao od 1 = 100, ugaona

brzina spojnog vratila će varirati od maksimalne vrednosti 2max

12max 0

1

10001015

cos cos10

min

-1

do minimalne vrednosti 2min 0

2min 1 cos10 1000 0,985 985 min-1

Ova razlika, izraţena u procentima iznosi

03,01000

9851015

1

min2max2

tj. 3%

Navedene promene u ugaonoj brzini vratila predstavljaju i najveću manu kardanskih

vratila, time što im smanjuje stepen korisnosti od 1 na 0,98 za uglove do 100 tj.

k = 1 0,98 odnosno za = 00 k = 1 (VII.4)

za = 100 k = 0,98

Navedena neravnomernost ugaonih brzina stvara i odgovarajući inercioni moment

dt

dJM i

J - moment inercije vratila (VII.5)

kojim se vratilo "2" pored normalnih naprezanja dodatno napreţe pri prenošenju obrtnog

momenta.

Ovaj dopunski inercioni moment je utoliko veći ukoliko je dt manje, a ono i jeste

malo, s obzirom da spojno vratilo za samo jedan obrtaj postiţe dva maksimuma, dva

minimuma i četiri perioda jednakih ugaonih brzina.

245

Na osnovu gore navedenog, sigurno je da kardanska vratila trpe veoma visoka torziona

opterećenja (usled obrtnog momenta, dopunskog inercionog momenta i sopstvene

neuravnoteţenosti). Kako bi se naprezanja smanjila, potrebno je da uglovi spojnog vratila sa

pogonskim i gonjenim budu što manji ili 00, a kardansko vratilo što duţe i tanje, čime se

povećava njegova elastičnost, odnosno naprezanja smanjuju.

TakoĎe je vaţno da vratila budu uvek dobro izbalansirana (prema nemačkim normama

VDI 2060, potrebna klasa tačnosti je G 6,3 slika VII.6), kako bi se bar ova naprezanja

smanjila na najmanju meru.

Zbog komplikovanosti izrade a visokih zahteva koji se postavljaju pred vratila, razvile

su se specijalizovane firme za njihovu proizvodnju, te se pri projektovanju vozila, kardanska

vratila izabiraju iz kataloga, a prema preporukama tih firmi.

Tako na primer, nemačka fabrika GWB, za pravilan izbor vratila daje sledeće

smernice:

Obrtni moment koji treba vratilo da prenese računa se po obrascu

3210max KKKKMM mk (VII.6)

gde su:

mM - obrtni moment na izlazu iz menjača

K 0 - faktor leţaja

K 1 - faktor udara

K 2 - faktor veka trajanja

K 3 - faktor ugla zakošenja

Veličine ovih faktora se preporučuju u sledećim iznosima:

- Faktor leţaja K0 (K 0 = 1,33 konstantan je za sva kardanska vratila)

- Faktor udara K 1 zavisi od vrste pogonskog motora i bira se prema tabeli 1.

Tabela VII-1. Preporuke za izbor koeficijenta K1

Motor Oto Dizel Elektro

Broj cilindara 1 do 3 > 4 1 do 3 > 4 -

Faktor K1 1,5 1,25 2,0 1,5 1,0

Napomena: ukoliko nije predviĎena elastična spojnica za prigušenje oscilacija,

treba vrednosti K 1 povećati za po 0,5.

- Faktor veka trajanja K 2 zavisi id predviĎenog broja radnih sati do remonta, a bira se

oprema tabeli VII-2.

Tabela VII- 2. Preporuke za izbor koeficijenta K2 310hL h 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

K 2 1,2 1,6 1,8 2,0 2,1 2,3 2,4 2,5 2,6 2,7

pri čemu je L h - predviĎeni broj radnih sati

246

- Faktor ugla zakošenja K 3

Tabela VII.3. Preporuke za izbor koeficijenta K3

0 4 6 8 10 12 14 15

K3 1,1 1,25 1,4 1,5 1,6 1,65 1,7

S obzirom da miran rad kardanskog vratila dosta zavisi od inercionih momenata, koji

pak zavise od ugla zakošenja i broja obrtaja, potrebno je da inercioni momenti ne preĎu neke

preporučene vrednosti. Stoga firma GWB daje preporuku za odreĎivanje maksimalnog ugla

zakošenja na osnovu dijagrama VII.1-6.

Vrednosti koje su date u dijagramu mogu se smatrati dovoljno tačnim za sve slučajeve

u mašinogradnji, za vratila duţine do 1500 mm.

Slika VII.1-6 Dijagram za odreĎivanje maksimalnog ugla

delova spojenih kardanskim vratilom

VII.1.1 Provera kritiĉnog broja obrtaja za kardanska vratila

S obzirom da su ova vratila savitljiva i uz to elastična, max broj obrtaja za svako od

njih mora da se prethodno pronaĎe. To sledi otuda što pri nekom "kritičnom broju obrtaja"

dolazi do rezonance, koja bi u ekstremnim uslovima mogla da dovede i do havarije.

Kritični broj obrtaja kritn dobija se na osnovu opšte jednačine dinamike mašina

2

227 11022,1

LdDnkrit min

-1 (VII.7)

gde su

D - spoljni prečnik vratila

d - unutrašnji prečnik vratila

L - slobodna duţina vratila u /cm/

247

Sigurnosti radi, za najviši broj obrtaja se preporučuje da ne premašuje 70% od

kritičnog broja obrtaja, to jest

kritdoz nn 7,0 za vratila do 1500 mm duţine

Kao što se vidi iz navedenog obrasca, za kritični broj obrtaja jedino su merodavni

duţina i prečnik vratila. Znači veće duţine mogu da se izvedu samo putem uvećanja prečnika

cevi. S obzirom da u ovom pogledu postoji ograničenja zbog prerastanja inercionih masa, to

se ni za prosta kardanska vratila ne preporučuju duţine veće od 1500 mm. U svim

slučajevima kada se vratilima dostiţe granično područje, preporuka je da se preĎe na

podeljena kardanska vratila, odnosno izrada kardanskih vratila sa "srednjim" osloncem

(leţajem).

Slika VII.1-7 Prenos snage na prednje točkove drumskog vozila

1. Sklop prednjeg točka vozila 2. Kardansko vratilo sa zglobovima

3. Menjač sa diferencijalom 4. Krstasti zglob

5. Homokinetički loptasti zglob

Posebna grupa kardanskih vratila za vozila, koja imaju i posebnu namenu su takozvani

homokinetički zglobovi. Princip rada i funkcija ovih zglobova je veoma slična napred

opisanim kardanskim vratilima, s tim što homokinetički zglobovi na vozilima imaju funkciju

da omoguće mala zglobna previjanja vratila, sa aksijalnim pomeranjem koja nastaju usled

povremenih vertikalnih oscilacija pogonskih točkova. Na vozilima se uobičajeno koriste za

prenos snage od diferencijala do točkova (takozvane "poluosovine"*), kada je vozilo sa

prednjim pogonskim točkovima.

Slika VII.1-8. Uobičajeno zglobno vratilo kod poluosovina

sa nezavisno ogibljenim točkovima

*Uobičajen naziv za ovu vrstu vratila su poluosovine, mada u tehničkom smislu značenja to

su vratila s obzirom da su napregnuta samo na uvijanje.

248

Slika VII.1-9 Različita izvoĎenja homokinetičkih zglobova kod "poluosovina" vozila sa

prednjim pogonskim točkovima

249

VIII. POGONSKI MOST

Osnovna funkcija pogonskog mosta je da neposredno obezbedi kretanje vozila i

prenos obrtnog momenta sa kardanskog vratila (ili sa menjača ako ne postoji kardansko

vratilo) na pogonske elemente (poluosovine i točkove) vozila. S obzirom na navedenu

funkciju, moţe da bude postavljen na prednjem ili zadnjem delu vozila ili pak na oba, pa se u

tim slučajevima, radi bliţeg objašnjenja, zove prednji odnosno zadnji pogonski most.

Pored osnovne funkcije, obezbeĎivanja kretanja vozila, pogonski most mora da

zadovolji i druge uslove, koji kod teških vozila treba da budu ispunjeni istovremeno:

da primi opterećenja:

- vertikalna, usled neravnine puta i da ih preko točkova i sistema ogibljenja

prenese na ram vozila.

- uzduţna- usled ubrzanja ili kočenja vozila, kao i vuče motora

- poprečna- usled zanošenja pri kretanju u krivini ili usled bočnog vetra.

da izvrši dopunsku redukciju radi povećanja obrtnog momenta i smanjenja

ugaone brzine točkova. Na teškim vozilima i radnim mašinama, gde je

projektna brzina kretanja mala, u pogonskom mostu uobičajeno postoji

dvostruka redukcija.

da omogući razliku u brojevima obrtaja točkova pri kretanju vozila u krivini.

Ovu funkciju vrši poseban ureĎaj, takozvani diferencijal, koji se smešta u pogonski most.

Na osnovu navedenog jasno sledi da je uloga pogonskog mosta veoma kompleksna,

tako da ga je vrlo teško generalno opisati a što bi vaţilo za sve primenjene slučajeve. To je

naročito teško za prvu od navedenih funkcija - prenošenje opterećenja. Tendencija u razvoju

lakih automobila, sa takozvanim nezavisnim vešanjem točkova, je da primanje i prenošenje

sila u poduţnom, poprečnom i vertikalnom pravcu obavlja sistem vešanja, tako da je pogonski

most, u tim slučajevima, najčešće rasterećen od sila.

MeĎutim, kod teških teretnih vozila pogonski most i dalje zadrţava ovu funkciju

obzirom na jednostavnost i pouzdanost za male brzine kretanja.

VIII.1 Izbor prenosnog odnosa u pogonskom mostu

Potreba da se uvede jedna stalna redukcija u transmisiji proistekla je, pre svega, iz dva

uslova:

- da se broj obrtaja pogonskih točkova tako smanji, da obimne brzine obezbede

predviĎenu maksimalnu brzinu kretanja vozila.

- da se obrtni moment na pogonskim točkovima poveća, kako bi bio u stanju da

savlada sve otpore pri različitim uslovima kretanja vozila.

Ova redukcija je mogla da se obavi i u menjaču, meĎutim takva konstrukcija sigurno

ne bi bila svrsishodna, s obzirom da bi proizvela povećanje svih dimenzija elemenata posle

menjača, što neizostavno prati i povećanje momenata inercije, koje nije poţeljno.

Ovu funkciju u pogonskom mostu obavlja jedan par konusnih zupčanika (za slučaj

jedne redukcije) i kada je motor postavljen uzduţno. Za slučaj da je motor postavljen

poprečno, ovu funkciju obavlja par cilindričnih zupčanika, spiralno ozubljenih, što vaţi i za

slučaj dvostruke redukcije, kada se ovi zupčanici umeću iza konusnih, što je slučaj kod teških

vozila i radnih mašina.

Zbog svoje neophodnosti i stalnog prenosnog odnosa, ovaj par zupčanika često se

naziva i glavni prenosnik.

250

Izbor prenosnog odnosa glavnog prenosnika (i0) vrši se iz uslova maksimalne brzine

kretanja vozila, s tim što se pretpostavlja da će maksimalna brzina da bude postignuta kada je

menjač u direktnom stepenu prenosa (in ≈ 1), što je i najčešći slučaj kod vozila. Za takav

slučaj jednačina za izbor stepena prenosa glasi

0

max

3,6

30

d m

n

r ni

i v

(VIII.1)

gde su članovi jednačine:

rd - dinamički poluprečnik točka

nm - broj obrtaja motora

in - prenosni odnos u menjaču

vmax - predviĎena maksimalna brzina vozila

Na dijagramu VIII.1-1 nacrtane su krive snage na izlazu iz glavnog prenosnika

( 0 e mP P ) za različite vrednosti prenosnih odnosa u glavnom prenosniku (io1, io2, io3, i04) i

kriva snage otpora kretanju za kretanje po horizontalnom putu (PR= Pv + Pf). Jasno se vidi i

grafičko potvrĎivanje ovakvog izbora, s obzirom da se najveća pretpostavljena brzina kretanja

vozila nalazi u preseku (tačka A na dijagramu) krive snage otpora i samo jedne krive snage na

prenosniku (io3). Za posmatrani slučaj dobija se maksimalno iskorišćenje snage, dok za

slučajve snaga i01 i i02, maksimalna snaga se dobija pri niţim brzinama, što znači da je kod tih

brzina iskorišćenje snage motora nepotpuno.

Slika VIII.1-1 Bilans snage vozila za različite prenosne

odnose u glavnom prenosniku

Drugim rečima, postoji višak snage, koja moţe da se svrsishodno iskoristi samo za povećanje

dinamičnosti vozila. Nije teško i računski dokazati da malo povećanje prenosnog odnosa

iznad računom dobijenog, više doprinosi povećanju dinamičnosti nego što se gubi u

maksimalnoj brzini vozila, što se iz dijagrama i zaključuje. Odatle i sledi pravilo, koje se

najčešće i koristi, da se pri izboru prenosnog odnosa u glavnom prenosniku usvoji nešto veći

prenosni odnos od onog koji je računom dobijen, s obzirom da bitno utiče na dinamičnost

vozila a malo, skoro neznatno, utiče na smanjenje brzine.

Konačan izbor prenosnog odnosa zavisi i od namene vozila, odnosno varijante nekog

tipa vozila. Za dostavna vozila i teretna vozila obično se ugraĎuju prenosnici sa većim

251

prenosnim odnosom, kako bi se obezbedila startnost istih u gradskom saobraćaju. Kod vozila

istog tipa kao prethodno, ali namenjena putničkom saobraćaju, obično se serijski ugraĎuje

glavni prenosnik sa manjim prenosnim odnosom, kako bi maksimalna brzina bila viša. U

stručnoj literaturi i praksi, za prenosnike sa manjim prenosnim odnosom koristi se i izraz "brzi

prenosnik", za razliku od onog sa manjim prenosnim odnosom za koga se kaţe da je "spori"

prenosnik.

Ispitivanja sprovedena na vozilu "Ford", tipa Mondeo, sa različitim prenosnim

odnosima u glavnom prenosniku, pokazala su zavisnosti izmeĎu ubrzanja vozila i potrošnje

goriva

8 9 10 11 12 13 14

10

11

12

1260 kg

3.56

3 84

4.06

4.26

potrosnja

pre

ma E

CE

[ l

/ 100 k

m ]

ubrzanje od 60 - 100 km / h ( IV stepen ) [ s ]

Slika VIII.1-2 Uticaj prenosnog odnosa u pogonskom mostu na ubrzanje

i potrošnju goriva (Ford Mondeo)

Kod teretnih vozila, koja u principu imaju niţu maksimalnu brzinu vozila, ali i uopšte,

ukoliko proračun pokaţe da je potreban prenosni odnos glavnog prenosnika viši od 5,

ugraĎuje se glavni prenosnik sa dvostrukom redukcijom (slika VIII.1-4). Kod ovakvih

prenosnika prvi stepen redukcije se vrši preko para konični - tanjirasti zupčanik, dok je druga

redukcija par cilindričnih zupčanika sa spiralnim ozubljenjem, pri čemu je veći zupčanik u

sprezi sa diferencijalnom kutijom.

Slika VIII.1-3 Glavni prenosnik sa jednostrukom redukcijom i diferencijalom

252

Slika VIII.1-4 Glavni prenosnik sa dvostrukom redukcijom i diferencijalom

VIII.1.1 Diferencijal pogonskog mosta

Pogonski točkovi kretanjem u krivini i pored stalnog prenosa snage imaju nejednake

periferne brzine stoga što „unutrašnji i „spoljni“ pogonski točkovi prelaze različite ugaone

duţine. Kako ne bi došlo do dodatih naprezanja osovina i proklizavanja točkova, u sklopu sa

glavnim prenosnikom vozila se ugraĎuje poseban sklop, poznat pod internacionalnim imenom

diferencijal (Differential). Pored ove funkcije diferencijal ima i zadatak da obrtni moment

raspodeli u odreĎenim odnosima na pogonske točkove. S obzirom da se sličan slučaj javlja i

sa točkovima na svim pogonskim osovinama, diferencijali se u principu ugraĎuju:

a) IzmeĎu dva pogonska točka jedne osovine (takozvani osovinski diferencijal)

b) IzmeĎu više pogonskih osovina kao centralni diferencijal ili drugačije nazvan

meĎudiferencijal.

Dakle funkcija diferencijala se jednostavno moţe izraziti na sledeći način: pri kretanju

vozila na pravom putu oba pogonska točkova imaju jednake brzine. MeĎutim, u krivini

spoljni točak mora da se obrće brţe od unutrašnjeg, s obzirom da u istom vremenskom

intervalu treba da prevali veći put. Upravo ovu funkciju podešavanja brojeva obrtaja vrši

diferencijal preuzima na sebe, slika VIII.1-5.

253

Slika VIII.1-5 Raspodela brzina na pogonskim

točkovima u krivini

Slika VIII.1-6 Konstruktivna skica sklopa pogonskog mosta

i poloţaja diferencijala

254

Slika VIII.1-7. Konstrukcija klasičnog simetričnog diferencijala vozila sa glavnim

prenosnikom

Pogonski most, dobija snagu iz menjača te preko kardanskog vratila istu predaje

glavnom prenosniku (sklop konusnog i tanjirastog zupčanika). Tanjirasti zupčanik je čvrsto

povezan sa diferencijalnom kutijom, koja igra ulogu krivaje kod planetarnih prenosnika,

kakav je ustvari diferencijal.

Posmatraju se dva slučaja voţnje:

- voţnja u pravcu

- voţnja u krivini

Pri kretanju u pravcu diferencijala nema svoju funkciju to jest tada je „nepotreban“. Oba

pogonska točka sa svojim poluosovinama i na njima nasaĎenim bočnim zupčanicima obrću se

istim obimnim brzinama, koja je jednaka brzini osovinice trkača (satelita) u ravni paralelnoj

točkovima. Drugim rečima, snaga se tada prenosi snagu sa kućišta diferencijala preko

osovinice planetarca (trkača, satelita) na konične zupčanike - planetarce, a sa njih na bočne

zupčanike.

Slika VIII.1-8. Mehanika diferencijala- shema brzina

a) brzina pri pravolinijskom kretanju b) brzina pri kretanju u krivini

Pri tome se planetarci ne obrću oko svoje osovinice, već oko ose celog pogonskog mosta,

igrajući ulogu klina za kruto spajanje bočnih zupčanika. Broj planetaraca zavisi od

predviĎenog opterećenja diferencijala i kreću se od 2 do 4, te samim tim mogu da budu

nasaĎeni na klasičnu osovinicu ili istu u obliku krsta.

255

MeĎutim, na voţnji u krivini, unutrašnji točak se obrće sporije od spoljašnjeg, čime se

stvara otpor, koji primorava satelite da se okreću oko svojih osovinica i kotrljaju po bočnim

zupčanicima, prenoseći pri tom snagu na iste, a ovi na poluosovine i dalje na točkove. Pri

tome se "izgubljena brzina" unutrašnjeg točka (nu) dodaje spoljnom (ns), koji će se okretati

utoliko brţe, ukoliko je više unutrašnji točak izgubio od svoje brzine.

Prenosni odnos diferencijalnog prenosnika i broj obrtaja kućišta diferencijala ( kn )

biće prema obrascima iz kinematike planetarnih prenosa

1ps k

u k p

zn ni

n n z

sledi da je (VIII.2)

2s u kn n n tj. 2

s uk

n nn

(VIII.3)

što znači da se u krivini diferencijalna kutija obrće jednolikim brojem obrtaja, jednakim

aritmetičkoj sredini brojeva obrtaja pogonskih točkova ( Sn i Un ).

Pri pravolinijskom kretanju automobila biće

s un n pa je i k u sn n n (VIII.4)

tj. kutija se obrće istim brojem obrtaja kao i točkovi.

VIII.2 Vozila sa pogonom na svim toĉkovima

Pogon na svim točkovima se primenjuje kod vozila sa zahtevima za visokom

prohodnošću i to kako kod teretnih vozila specijalne namene, tako i kod putničkih vozila. Već

prema nameni, kod putničkih vozila je primena pogona na svim točkovima zastupljena kako

kod terenskih vozila ali i kod vozila od kojih se traţi dobra stabilnost na drumu i bolje vučne

karakteristike u svim drumskim uslovima (klizav teren, česti usponi, voţnja na putu i terenu i

slično). Osnovna karakteristika vozila sa pogonom na svim točkovima je da se snaga i obrtni

moment motora dele svim pogonskim točkovima, obično shodno raspodeli masa napred i

nazad.

Uobičajena oznaka za putnička vozila sa pogonom na sva četiri točka je 4 WD (Wheel

Drive). Za vozila sa više pogonskih osovina, način označavanja je opisan u prvom poglavlju -

„definicije i podela“.

Načini izvoĎenja pogona na svim točkovima je različit i prvenstveno zavisi od namene

vozila. U tom smislu grade se vozila sa:

- stalnim pogonom na svim točkovima

- stalni pogon na jednoj osovini, a povremeno, po potrebi, uključivanje pogona na

svim točkovima.

256

Slika VIII.2-1 Konvencionalni razvod sa pogonom na svim točkovima

Načini izvoĎenja prethodno datih kombinacija su najčešće dvojaki:

- konvencionalni, koji se primenjuje kod terenskih i teretnih vozila

- sa izvodom od prednje pogonske osovine, koji je najčešće u praksi kod putničkih

vozila. Ova kombinacija je posebno pogodna u tome što omogućava integralnu gradnju

menjača, razdelnika i srednjeg diferencijala.

Prva grupa vozila - stalni pogonom na svim točkovima, ima transmisiju tako i

predodreĎenu: posle menjača postavlja se razdelnik pogona, sa ili bez reduktora, ali obavezno

sa srednjim diferencijalom i blokadom istog.

Druga grupa vozila, kod kojih se pogon na svim točkovima samo povremeno

uključuje, takoĎe posle menjača imaju razdelnik pogona, sa ili bez reduktora, ali srednji

diferencijal nije neophodan. Ukoliko je vozilo graĎeno bez srednjeg diferencijala, kod takve

vrste pogona obavezno se propisuje spora voţnja u slučaju uključivanja pogona na svim

točkovima i voţnja na pravcu na mekom terenu i bez velikog zakretanja upravljačkih točkova.

Slika VIII.2-2 Pogon na sve točkove sa izvodom od prednje pogonske osovine

Ovo stoga što bi svako zakretanje upravljačkih točkova doprinelo razlici u brzinama

točkova prednje i zadnje osovine i time proizvelo dodato naprezanje transmisije. U ovakvim

slučajevima neravnomernost brojeva obrtaja po osovinama se "izjednačuje" proklizavanjem

točkova, što je moguće samo na mekom terenu.

257

Slika VIII.2-3 Razdelnik snage sa integrisanim meĎudiferencijalom sa zabravljivanjem

VIII.2.1 MeĊudiferencijali (srednji diferencijali)

Uslovno rečeno klasični diferencijali koji se ugraĎuju u vozila sa više pogona, kada se

snaga rasporeĎuje u jednakoj razmeri po osovinama, uobičajeno se nazivaju i simetričnim

diferencijalima.

MeĎutim, kao posebna vrsta srednjih diferencijala (obično kod teretnih vozila) je vrsta

kod kojih je potrebno razdeliti obrtni moment i snagu u nejednakoj razmeri, već prema

mogućnosti athezionog prenosa istog na pogonskim točkovima. U tu svrhu se primenjuju

takozvani nesimetrični diferencijali, koji su i naziv dobili zbog nejednakog prenosa snaga na

prednju odnosno zadnju osovinu, recimo u razmeri 35/65%. Ovi diferencijali su po svojoj

svrsi potpuno slični simetričnim s tim što im je konstrukcija različita – prilagoĎena potrebi

prenosa.

Postoje više različitih konstrukcija, od kojih su najčešće izvoĎene tri, prikazane na

slikama VIII.2-4 a i b i sl. VIII.2-5, kod kojih je osnovno da im se bočni zupčanici razlikuju po

prečniku upravo u onom odnosu u kom treba da rasporeĎuju snagu i moment.

Slika VIII.2-4 Nesimetrični diferencijali

a) sa upravno postavljenim osama b) sa koso postavljenim osama

bočnih zupčanika i satelita bočnih zupčanika i satelita

258

Slika VIII.2-5 Planetarni nesimetrični diferencijal

U oba slučaja se dovedeni obrtni moment T se rasporeĎuje na momente po poluosovinama

T1 i T2 u odnosu

1 2

2 1

T zi

T z odnosno 2 1T i T (VIII.5)

gde su z1 i z2 brojevi zuba odgovarajućih bočnih zupčanika.

Bilans momenata po poluosovinama je stoga:

T1 + T2 = T T1(1 + i) = T (VIII.6 a)

11

TT

i

2

1

i TT

i

(VIII.6 b)

Bilans snage diferencijala po poluosovinama u svakom slučaju se ima kao

P = P1 + P2 odnosno ω T = ω1 T1 + ω2 T2 (VIII.7)

Ako se izvrši zamena u jednačini VIII.7 prema vrednostima momenata iz VIII.6. sledi

ω(1 + i) = ω1 + i ω2 odnosno n(1 + i) = n1 + i n2 (VIII.8)

a koristeći se izrazima iz VIII.5 sledi

2 21 2

1 1

1z z

n n nz z

(VIII.9)

Kod simetričnih diferencijala, za razliku od nesimetričnih, samim tim što je z1 = z2 odnosno

i = 1, raspodela broja obrtaja po poluosovinama je

259

1 22 odnosno 1 2

2

(VIII.10a)

1 22 n n n odnosno 1 2

2

n nn

(VIII.10b)

MeĎutim, diferencijali kod terenskih automobila, koji treba da se kreću po mekom i

klizavom terenu, često su nepoţeljni. Za slučaj da je tlo pod jednim točkom klizavije nego

pod drugim, ovaj točak će se okretati "na prazno", dok moć trenja drugog točka neće biti

iskorišćena s obzirom da je sila otpora trenja točak- teren veća od sile otpora u diferencijalu,

te će se zupčanici – planetarci (trkači) obrtati oko svoje ose i kotrljati po planetnim

zupčanicima, što uslovljava mirovanje jednog a okretanje drugog točka. Zbog ovakvih

slučajeva svi diferencijali terenskih vozila snabdeveni su ureĎajima za blokiranje

diferencijala, čime se dejstvovanje istog privremeno poništava na taj način što se jedna od

poluosovina čvrsto spoji sa kućištem diferencijala, čime se broj obrtaja točkova izjednači.

Slika VIII.2-6 Mehanička blokada diferencijala kliznim kandţama

U tu svrhu se danas koriste takoĎe više različitih konstrukcija: Jednostavni

diferencijali sa blokadom pomoću kandţaste spojnice (slika VIII.2-6), komandovani od strane

vozača, ali i druga vrsta diferencijala koji imaju mogućnost automatskog samoblokiranja,

takozvani automatski diferencijali. Ovi diferencijali imaju mogućnost samoregulacije

potrebnog blokiranja u rasponu od potpunog izjednačenja brojeva obrtaja poluosovina

(potpuna blokada) i raspodele momenta u odnosu 50:50%, do odnosa koji je najoptimalniji u

datom momentu (delimična blokada). To znači da se koeficijent blokade diferencijala kod

automatskih diferencijala moţe kretati u granicama od 0 do 100%, koliko iznosi kod

diferencijala sa kandţastom spojnicom.

Stepen blokiranja se definiše takozvanim „stepenom blokade“ diferencijala (Kb), koji

se ima kao razlika momenata na poluosovinama prema ukupnom momentu, to jest

2 1

1 2

b

T TK

T T

(VIII.11)

260

Diferencijali sa povišenom blokadom (povišeno unutrašnje trenje) se koriste kod

vozila namenjenih visokoj prohodnosti (terenskim i vojnim vozilima) ali zbog toga imaju

nešto manji stepen korisnosti.

Na osnovu veličine stepena blokade, diferencijali se dele na:

2,00,0 bK diferencijali sa malim unutrašnjim trenjem

7,02,0 bK diferencijali sa povišenim trenjem

bK > 0,7 blokirani diferencijal

Kao i svaki tansmisioni sklop i diferencijal ima svoj stepen korisnosti, koji se ima kao

1 21 2 2 1

1 1 2 1 2

1T n n T n nP P T T n

P n T T T T n

(VIII.12)

Smenom izraza za koeficijent blokade (VIII.11) u VIII.12

sledi skraćeniji oblika za stepen korisnosti 1 b

nK

n

(VIII.13)

Ako se posredstvom slike VIII.15 izraz za razliku brojeva obrtaja zameni sa s n

n

Slika VIII.2-7 Razlika preĎenih puteva

točkova vozila u krivini

konačno se dobija izraz za konačan stepen korisnosti diferencijala u funkciji stepena blokade

1 b

sK

(VIII.14)

Nije teško zaključiti da se na kretanju po pravom putu stepen korisnosti diferencijala

dostiţe skoro 100%, upravo stoga što je Kb = 0, umanjen naravno za trenje u samom sklopu

usled čega nikada ne moţe da bude teorijskih 100% kako pokazuje jednačina VIII.14.

U praksi i stručnoj literaturi za diferencijal bez blokade sreće se često naziv „otvoreni

diferencijal“.

Kao takozvani srednji – meĎuosovinski diferencijali, kod vozila sa pogonom na više

osovina, pored navedene vrste diferencijala, kod putničkih vozila više klase, sa pogonom na

261

svim točkovima, kompenzovanje neravnomernosti obrtanja izmeĎu pogonskih osovina se

izvodi na sledeće načine:

- ugradnjom "visko" spojnice izmeĎu kardanskog vratila i pogonskog mosta koji se

povremeno uključuje, ili

- ugradnjom posebne vrste srednjih diferencijala, tako zvanih "torzen" diferencijala"

(GNK Powerlock).

Visko spojnica se sastoji od kućišta, glavčina, lamela sa spoljnim i lamela sa

unutrašnjim ozubljenjem, kao i silikonske tečnosti, kinematske viskoznosti θ25 oko 25000 -

30000 mm2/s. Lamele sa spoljnim ozubljenjem su u stalnom zahvatu sa kućištem, dok su

lamele sa unutrašnjim ozubljenjem stalno uzupčene sa glavčinom. Kod neznatne razlike u

brojevima obrtaja prednje i zadnje osovine, zbog niske viskoznosti silikonske tečnosti, javlja

se proklizavanje izmeĎu lamela.

MeĎutim kod veće neravnomernosti, kada su torzioni momenti veći, zbog povećanog

trenja razvija se i toplota, koja povećava pritisak u kućištu i istovremeno povećava viskoznost

silikonske tečnosti, te time i prenos snage uz izvesno malo proklizavanje lamela. Osovina,

koja ima bolju prionljivost za tlo, time dobija i veći obrtni moment. Drugim rečima, ova vrsta

spojnice omogućava izvesnu automatsku raspodelu momenata.

Visko spojnica

Visko spojnica ugraĎena na pogonskoj

zadnjoj osovini

Slika VIII.2-8 Visco spojnica

"Torzen" diferencijali (slika VIII.2-9), spadaju u grupu diferencijala sa koeficijentom

blokade zavisnim od momenta. Kod niske prionljivosti ili rasterećenja jednog od pogonskih

točkova ili osovine, moment blokade se kreće oko nule i time omogućava kretanje oba točka.

Njihova posebna prednost je u tome što pri voţnji u krivini nema blokade diferencijala i

omogućava potpunu razliku u brojevima obrtaja.

Ova vrsta srednjih diferencijala se sastoji od dva sklopa puţnih prenosnika koji su u

spoju preko zupčanika i zajedno smešteni u kućištu sa uljem. Kod ravnomernog obrtanja

obeju pogonskih osovina, diferencijal nema potrebe za svojom funkcijom, te nema ni

relativnog kretanja puţnih parova i zupčanika unutar kućišta i snaga se ravnomerno deli na

obe osovine. MeĎutim, kada točkovi jedne osovine izgube dobru prionljivost sa podlogom,

javlja se neravnomernost u obrtanjima točkova, te kao kod klasičnog diferencijala, ovaj stupa

u dejstvo. Kod kratkotrajnog opterećenja, povišeno unutrašnje trenje puţnih parova izaziva

samokočenje, odnosno blokadu diferencijala i time omogućava dalji prenos snage na osovinu

262

koja ima bolju prionljivost sa tlom. Za slučaj povećanog opterećenja, koje duţe traje, "torzen"

diferencijal razdvaja osovine, s tim da ona osovina koja ima dobru prionljivost i dalje prima

snagu, dok kod osovine koja proklizava stupa u dejstvo sistem elektronske regulacije

proklizavanja (ASR), kojim se koči točak ili osovina sa povećanim proklizavanjem.

Skica torzen diferencijala Torzen diferencijal kod vozila

Audi Quattro

Slika VIII.2-9 Torzen diferencijal

Slika VIII.2-10 Elementi torzen diferencijala

VIII.3 Diferencijali sa samoblokiranjem

Još davne 1932 godine Ferdinand Porše je konstruisao za firmu Auto Union Company

poseban trkački automobil namenjen Grand pri (Grand Prix racing) trci. Automobil je imao

klasičan osovinski diferencijal. Već tada je primećeno da pri brzinama višim od 160 km/h

dolazi do proklizavanja meĎu pogonskim točkovima koje je znatno umanjivalo vučno

brzinsku sposobnost vozila. Stoga je već 1935 god. ovaj konstruktorski genije sa firmom ZF

(Zahnrad Fabrik) iz Fridrishafena konstruisao prvi diferencijal sa samoblokadom kasnije

ugraĎen u vozilo Volksvagen tipa B-70.

Jedan od prvih načina izvoĎenja diferencijala sa samoblokadom je bio samoblokirajući

diferencijal sa valjcima slika VIII.3-1.

263

Slika VIII.3-1 Samoblokirajući diferencijal sa valjcima (kliznim kamenovima)

( zabravljivanje usled zakočenih kliznih valjaka)

Princip rada se zasnivao na sledećem: u pravolinijskoj voţnji spoljni i unutrašnji

prsten kotrljajućeg kaveza su kliznim valjcima podjednako povlačeni, s obzirom da su zbog

različitog broja bregova na unutrašnjem i spoljnom prstenu uvek tri do četiri klizna valjka

zakočena. MeĎutim kod voţnje u krivini, sa malim razlikama u ugaonim brzinama pogonskih

točkova, klizni valjci dozvoljavaju različiti broj obrtaja spoljnog i unutrašnjeg prstena, koji se

prema krivini prstena na odgovarajući način radijalno zakreću u kavezu. Oni za vreme

izjednačenja ostaju naslonjeni na prstenu koji je sporiji. Potpuno zabravljivanje nastaje kod

veće razlike u broju obrtaja spoljnog i unutrašnjeg pogonskog točka, što nastupa kada je jedan

točak na mekoj podlozi, te se slobodno obrće, a drugi na podlozi sa dobrom prionljivošću.

Tada se klizni valjci zakoče i stvaraju kruti spoj izmeĎu spoljnog i unutrašnjeg prstena a time

i izmeĎu obeju poluosovina.

MeĎutim s obzirom da je bio čisto mehaničkog tipa sa velikim povećanim habanjima

elemenata, ovaj diferencijal je danas istorijsko - muzejskog tipa, te se više ne koristi.

MeĎurazvojni period obeleţen je samoblokirajućim diferencijalom sa lamelastim

spojnicama, slika VIII.3-2, smeštenim na stranama bočnih zupčanika. Ove spojnice imaju po

dva potisna i dva gonjena prstena (lamele).

Potisni prstenovi na svom unutrašnjem obimu ţljebovima su spojeni sa kućištem

diferencijala, tako da su u stalnoj fiksnoj vezi sa njim, ali aksijalno pomični. IzmeĎu potisnih

prstenova smešteni su gonjeni prstenovi, koji su svojim unutrašnjim ozubljenjem u stalnom

zahvatu sa spoljnim zupcima na poluosovinama. Potisni prstenovi imaju izmeĎu sebe

četvorougaoni kanal kojim stalno zahvataju osovinicu satelita. Prednapon potisnih prstenova

ostvaruje se tanjirastom oprugom.

Kod dobrog prianjanja pogonskih točkova za podlogu, obrtni moment sa kućišta

diferencijala pa preko lamelastih spojnica jednako se prenosi na oba poluvratila.

MeĎutim u slučajevima povišene razlike u brojevima obrtaja pogonskih točkova,

dolazi do relativnog zakretanja potisnih prstenova, usled čega se javlja veća pritisna sila na

osovinice satelita, tako da se oni „koče“ i to utoliko više koliko je razlika obimnih brzina

točkova veća. Stoga potisne ploče više pritiskaju gonjene lamele koje svojim unutrašnjim

ozubljenjem prikočuju suprotni točak.

264

Slika VIII.3-2 Samoblokirajući diferencijal sa lamelama

Princip raspodele momenta bi tekao na sledeći način: neka se desni točak naiĎe na

mekše tlo, usled čega dolazi do proklizavanja istog, tako da se javlja samokočenje sa

koeficijentom blokade od recimo Kb= 40%. Ovo uslovljava da se moment deli 40/2 % = 20%,

te od 50% momenta sa desnog točka 20 % se sada prenosi na levi točak, tako da je ukupni

bilans momenta na desnom točku: 50% - 40/2% = 30% ukupnog momenta, a na levom, koji

se nalazi na podlozi sa boljim koeficijentom prianjanja, prenosi se čak 50% + 40/2% = 70%

ukupnog momenta. Upravo razlika od 70% -30% odgovara koeficijentu blokade od 40%.

Naravno, dalji razvoj diferencijala sa samoblokadom je išao svojim ubrzanim tokom,

tako da se savremeni automatski diferencijali sastoje iz tri ugradbene grupe:

- Mehanička: diferencijalni prenosnika sa prstenastim cilindrom i lamelastom

spojnicom

- Hidraulična: rezervoar ulja, uljna pumpa, cevovodi sa akumulatorom pritiska i

magnetskim ventilom

- Elektronički deo: kontrolno - komandni ureĎaj, indikacija rada i smetnji

Način dejstva se zasniva na signalima koji senzori brojeva obrtaja na točkovima daju

komandnom ureĎaju. Već kod predviĎene (unapred uprogramirane) granice razlike u

brzinama pogonskih točkova oko 2 km/h, stupa u dejstvo komandni ureĎaj koji daje signal

izvršnom ASD hidrosistemu odnosno njegovom elektromagnetskom ventilu (blok shema

VIII.3-4). On ustvari otvara akumulator pritiska, te pritiskom od oko 30 bar dejstvuje na

prstenasti cilindar (slika VIII.3-3) koji potiskuje potisne prstenove lamelaste spojnice,

stvarajući povećano trenje izmeĎu osovinice satelitskih zupčanika i četvorouganih „leţišta“

istih u potisnim prstenovima i time izaziva kočenje točka koji se brţe obrće i vrši

preraspodelu momenta prema već opisanom načinu.

Na osnovu gore opisanog jasno sledi da se samoblokirajućim diferencijalima

omogućava automatska (bez učešća vozača) elektronska kontrola i regulacija proklizavanja

točkova (sistem ASR objašnjen u poglavlju „sigurnost automobila“) i raspodela obrtnog

momenta do granice koja omogućava dobru prionljivost točkova sa podlogom, a naravno i

dalji razvoj opšte kontrole stabilnosti voţnje vozila u krivini.

265

Slika VIII.3-3 Tok momenta i princip

samozabravljvanja diferencijal

Blok shema funkcionisanja automatski

samoblokirajućih diferencijala (ASD sistema)

Algoritam samoblokirajućeg

automatskog diferencijala

Slika VIII.3-4 Princip funkcionisanja savremenih samoblokirajućih diferencijala

266

Slika VIII.3-5. Samoblokirajući automatski diferencijal sa lamelama

Za samoblokirajuće diferencijale u literaturi ne postoji jednoznačna skraćenica tako da

je uobičajena nemačka skraćenica: ASD (Automatsche Sper Diferential), dok na engleskom

jeziku ona glasi: ALSD – (Automatik limited slip differential).

267

IX. TEORIJA KRETANJA DRUMSKIH VOZILA

Uvod: Osnovni vidovi kretanja u prirodi

U prirodi su sva kretanja ţivotinja prilagoĎena kretanju po besputnim terenima i

savlaĎivanju prepreka različitih vrsta, te otuda toliko i različitih načina kretanja u prirodi. Ona

se stoga i pobrinula da za kretanje po različitim vrstama terena, potrebna snaga bude pribliţno

jednaka, bez obzira o kakvom se kretanju radi. Kako se iz slike IX.1 vidi, potrebna snaga je

manje - više jednaka, bez obzira da li je kretanje po mekom ili tvrdom tlu [19]. TakoĎe se

uočava znatno odstupanje u potrebnoj snazi samo za ona kretanja gde je podizanje teţišta

evidentno (skakanje ili puzanje gusenice, koja kontinualno podiţe i spušta telo).

Činjenica je da kotrljanje, kao poseban vid kretanja ne spada u grupu “prirodnih”

kretanja. Iz tih razloga je u predstavljenoj slici kotrljanje izdvojeno u posebnu podtabelu.

U odnosu na hodanje, kao najsavršeniji vid kretanja sa aspekta potrebne snage,

kretanje vozila sa točkovima pokazuje znatna odstupanja, kada se radi o kretanju po mekom

terenu, u odnosu na krute i tvrde podloge. Kretanje vozila sa gusenicama, takoĎe spada u

grupu kretanja kotrljanjem, kao točak, s tim što se on tada kreće po beskrajnoj traci (gusenici),

koju polaţu ispred sebe i točak se po njoj kotrlja.

Slika IX. 1 Utrošak snage za razne vidove kretanja, pri brzini od 32 km/h

268

IX. 1 SILE OTPORA KRETANJU VOZILA

U najopštijem slučaju sile otpora koje dejstvuju na vozilo u kretanju mogu se podeliti

na unutrašnje i spoljašnje sile otpora. Pod unutrašnjim silama otpora podrazumavaju se sve

sile koje dejstvuju pri prenosu snage od motora do točka, kako inercione tako i sile trenja

elemenata transmisije. Stoga se ove sile otpora i zovu unutrašnjim silama. Njihovo dejstvo se

moţe sa dovoljnom tačnošću aproksimirati stepenom korisnosti transmisije, tako da će se u

daljem razmatranju uzimati kao efektivna sila vuče, ona koja se dobija na pogonskim

točkovima vozila.

Spoljašnje sile otpora se mogu podeliti na:

- Sile otpora pri kretanju vozila iz mesta

- Sile otpora pri stacionarnom i nestacionarnom kretanju

IX.2 Sile otpora pri kretanju vozila iz mesta

Sile otpora pri kretanju vozila iz stanja mirovanja (pokretanje vozila iz mesta) zavise

od stanja kolovoza, pneumatika i mase vozila, a potiču od plastičnih i elastičnih deformacija

podloge, elastičnih deformacija točkova i inercionih sila kao sile otpora ubrzanju. U principu

ove sile se ne uzimaju pri proračunu ukupnih sila kao otpori kretanju, s obzirom s obzirom da

su one znatne samo na polasku vozila iz mesta, dok su na višim brzinama, ostale sile, kao na

primer sile otpora vetra, uvek daleko više. Sile i momenti otpora pokretanju vozila iz mesta su

posebno vaţni kod proračuna spojnice, pogotovu kod teretnih i vučnih vozila.

IX. 3 Spoljašnje sile otpora pri kretanju vozila

Kretanju vozila ustaljenom brzinom suprotstavljaju se sledeće sile

- sile otpora pri kotrljanju Rf

- sile otpora vazduha Rv

- sile otpora pri usponu R

- sila otpora vuče prikolice Rp

Slika IX.3-1 Sile otpora koje dejstvuju na vozilo u kretanju

MeĎutim pri kretanju nestacionarnom brzinom, gore navedenim silama priključuje se i

- sila inercije (Ri),

koja zavisno od vrste nestacionarnog kretanja (usporenje ili ubrzanje) i ima smer uvek

suprotan od trenutnog reţima kretanja.

269

IX.3.1 Sila otpora kotrljanju „Rf“

Sila otpora kotrljanju točka po kolovozu zavisi pre svega od vrste točka i vrste i

kvaliteta kolovoza. U tom smislu razlikuju se oblici kotrljanja prikazani na slici IX.3-2.

Prilikom kretanja vozila neravnomernom brzinom, na primer prilikom ubrzanja ili

usporenja, istom se suprotstavljaju još i sile inercije Ri., koje nastaju kao proizvod mase vozila

i ubrzanja odnosno usporenja.

Slika IX.3-2 Oblici kretanja točka po tlu

S obzirom da ovaj udţbenik nema svrhu da izlaţe materiju iz teramehanike kao ni

kretanja guseničara po tlu, to će se u daljem razmatrati samo uobičajen način kretanja vozila

po kolovozu, za koga u principu vaţi slučaj kotrljanja elastičnog točka po tvrdom kolovozu

(slika IX.3-2 c).

U takvom slučaju smatra se da se točak sa pneumatikom elastično deformiše,

stvarajući "otisak" u tlu, pri čemu se sila reakcije na teţinu izmešta iz centra točka

(slika IX.3-3) u pravcu kretanja zbog deformacije pneumatika i pojave gubitaka od histerezisa

pneumatika.

Slika IX.3-3 Otpor kretanju elastičnog točka po tvrdom tlu

Reakcije tla od teţine Gt za slučaj prikazan na slici IX.3-3 su Xt (horizontalna) i Zt

(vertikalna).

Jasno je da se tangencijalna sila Xt moţe nalaziti u granicama

0 t tX Z

pri čemu je μ koeficijent prianjanja točka o kolovoz, koji se sa dovoljnom tačnošću moţe

uzeti da je jednak koeficijentu klizanja.

Prema slici IX.3-3, ima se da je

d f t f

d

eF r Z e F X Z

r (IX.1)

270

pri čemu se odnos e/rd smatra koeficijentom otpora kotrljanju "f".

Iz jednačine IX.1 se vidi da sile F i Xt obrazuju spreg sila koji se uravnoteţava

momentom otpora kotrljanju

f tM Z e (IX.2)

tako da iz bilansa sila na točku sledi

f

f t t t

d d

M eF R Z Z f G f

r r (IX.3)

Kako je sila reakcije na teţinu Zt = Gt, to se ima da je otpor kotrljanju

f tR G f (IX.4)

U opštem slučaju, uzimajući da se vozilo kreće na usponu (slika IX.3-1), sila otpora kotrljanju

je:

cosfR G f (IX.5)

Pri tome su članovi jednačina:

F [N] Horizontalna "gurajuća" sila

G, Gt [N] Teţina vozila, odnosno Gt teţina koja pada na jedan točak

e [m] Ekscentričnost sile otpora

rd [m] Dinamički poluprečnik točka

f [- ] Koeficijent otpora kotrljanju točka

[0] Nagib uspona

Merenja otpora kotrljanja su pokazala velika rasipanja rezultata zbog velikog broja

uticajnih faktora(opterećenje točka, kvalitet kolovoza, kvalitet pneumatika i slično), tako da se

za tačnija izračunavanja koeficijenta otpora kotrljanju koristi izraz

2

0 1 2 ... n

nf f f v f v f v (IX.6)

Za praktična izračunavanja dovoljno je uzeti samo prva tri člana, tako da je konačni

izraz za koeficijent otpora kotrljanju

2

0 1f f a v

(IX.7)

pri čemu su

f0 [-] Koeficijent otpora kotrljanju za brzine do 60 km/h

a [-] Konstanta, koja iznosi oko (45)10 -5

v [km/h] Brzina kretanja vozila

Prosečne vrednosti koeficijenta otpora kotrljanju mogu da se usvoje u sledećim

relacijama:

za kvalitetan asfaltni kolovoz f0 = 0,01 do 0,02

makadamski kolovoz f0 = 0,015 do 0,04

271

zemljani kolovoz f0 = 0,04 do 0,2

Radi bliţeg pojašnjenja na slikama IX.5 i IX.6 prikazana su samo dva od brojnih

uticajnih faktora. Na primer: koeficijent otpora kotrljanju opada sa porastom pritiska u

pneumaticima i sa većim opterećenjem točka, što se objašnjava manjim deformacionim radom

u samom pneumatiku i manjim unutrašnjim trenjima izmeĎu slojeva pneumatika.

Slika IX.3-4 Zavisnost koeficijenta otpora kotrljanju od opterećenja točka

i pritiska u pneumaticima

Slika IX.3-5 Zavisnost koeficijenta otpora kotrljanju od brzine kretanja

za različite tipove radijalnih pneumatika

Jasno je da se maksimalna vrednost otpora kretanju, sila Xtmax, ima kao atheziona sila

izmeĎu točka i kolovoza, odnosno

max maxt f tX R G (IX.8)

odnosno isto toliko moţe da iznosi i maksimalna sila vuče, bez obzira na obrtni moment koji

se ostvaruje na pogonskim točkovima, odnosno

max max maxf t ptF R X G (IX.9)

272

s obzirom da za uslov čistog kotrljanja mora da je zadovoljena zavisnost f , pri čemu je

"Gpt" teţina koja pada na pogonske točkove vozila. Naravno, za vozila sa pogonom na svim

točkovima, teţina koja pada na pogonske točkove je sinptG G .

Maksimalna vrednost koeficijenta prianjanja točka o kolovoz u principu se smatra da

je jednaka koeficijentu klizanja, odnosno proklizavanja točka po kolovozu, koje se imaju u

relacijama:

za kvalitetan suvi asfaltni kolovoz μ = 0,6 do 0,8 (0,9)

za mokri asfaltni kolovoz μ = 0,4 do 0,6

makadamski kolovoz μ = 0,4 do 0,6

zemljani kolovoz μ = 0,1 do 0,4

IX.3.2 Sila otpora vazduha Rv

Kako će se kasnije u tački IX.3.6 (analiza otpora) videti, otpori vazduha, odnosno

vetra zauzimaju značajno mesto, tako da se u današnje vreme obliku vozila, bolje rečeno

aerodinamičnosti posvećuje posebna paţnja, kao jednom od značajnih faktora koji utiču na

potrošnju goriva i dinamičko ponašanje vozila na putu. Posebna paţnja se takoĎe posvećuje i

konstrukciji oblika bočnih površina, s obzirom da sila bočnog vetra ne dejstvuje u teţištu

površine, već u metacentru iste, tako da od meĎusobnog poloţaja teţišta vozila i metacentra

bočne površine, dosta zavisi kakva će biti stabilnost vozila na bočni vetar.

Pravac sile otpora vazduha zavisi takoĎe i od pravca prirodnog strujanja vazduha

odnosno pravca vetra. Rezultujuća brzina vazdušne struje ima se kao

2 2 2 cosvv v w v w (IX.10)

gde su

- v m/s; km/h brzina kretanja vozila

- w m/s; km/h brzina vetra

- 0 - ugao koga zaklapa smer vetra sa smerom kretanja vozila

Ukoliko vetar duva u "čelo", to jest = 00, rezultujuća brzina je vv v w ,

kada je vetar u "leĎa" =180 0, rezultujuća brzina vetra je vv v w ,

za bočni vetar = 900, odnosno 270

0, rezultujuća brzina vetra je 2 2

vv v w ,

U opštem slučaju ukupan otpor vazduha moţe da se podeli u:

- Čeonu silu otpora vazduha koja iznosi oko 65% od ukupne sile otpora vazduha

- Otpor površinskog trenja (tangencijalni otpor), koji nastaju usled trenja čestica

vazduha o bočne površine vozila, koji čini oko 10% od ukupnog otpora vazduha

- Otpor prostrujavanja, kao komponenta otpora usled prolaska vazduha kroz

unutrašnjost vozila (sistem za provetravanje, prolazak kroz hladnjak motora i slično), koji

iznosi oko 10% od ukupnog otpora vazduha i

- Otpor diskontinuiteta površine vozila (prekidne zone površine vozila), koji iznosi

oko 15% od ukupnog otpora vazduha. Upravo iz ovih razloga, u procesu konstruisanja vozila

se velika vaţnost pridaje obliku, odnosno aerodinamičnosti vozila.

273

Slika. IX.3-6 Laminarno (idealizirano) opstrujavanje profila vozila

U stvarnosti prekidne zone utiču na javljanje vrtloga iz tih površina, koje pored

povećanja otpora kretanju, povećavaju i buku vozila.

a) b) c)

Slika IX.3-7 Tok strujnica u tri karakteristična oblika

a) turbulentno strujanje na prekidnim zonama

b) realni oblik vazdušnih struja

c) idealizirano (laminarno) strujanje

Matematički izraz kojim se izračunava otpor vazduha pri kretanju vozila ima sledeći

izraz:

2

n

v xR c A v w

(IX.11)

gde pojedini parametri predstavljaju:

cx [ - ] - faktor aerodinamičnosti

[ kg/m3] - gustina vazduha

A [ m2] - čeona površina vozila (površina projekcije čeone površine na

upravnu ravan)

v; w [m/s]; [km/h] - rezultujuća brzina vozila odnosno vetra

n [-] - eksponent, koji zavisi od brzine (za dozvučne brzine n = 2)

Smenom "konstantnih" koeficijenata u izrazu (IX.11), koeficijentom otpora vazduha

2xK c

2

4

N s

m

, dobija se najčešće korišćeni izraz:

2

vR K A v w kada se brzina vozila i vetra izraţava u [m/s], (IX.12)

odnosno

2

13v

v wR K A

kada je brzina vozila i vetra data u [km/h], (IX.13)

Za slučajeve, kada se temperatura (T) i pritisak vazduha (B) razlikuju od normalnih (p

= 1015 mbar, t = 200

C), koristi se korigovani izraz za gustinu vazduha

274

293

1,251015

B

T (IX.14)

Najčešće veličine čeonih površina vozila se imaju prema tabeli IX.3-1, ili se

izračunavaju iz pribliţnog obrasca:

- za putnička vozila 0,78A b h [ m2]

- za teretna vozila i autobuse 0,96 1,1 pA h s [ m2]

ili 0,9A h b [ m2]

gde su: b širina vozila

h visina vozila

sp prednji trag vozila

Tabela IX.3-1 Čeona površina vozila i koeficijent otpora

Vrsta vozila Ĉeona površina

A [ m2]

Koeficijent otpora vazduha

K [ N s2/m

4]

Zatvoreni putnički automobil

- Radna zapremina motora

do 1000 cm3

preko 1000 cm3

Otvorena putnička

Sportska

1,4 - 2,0

2,0 - 2,8

1,5 - 2,0

1,0 – 1,3

0,15 - 0,3

Teretna vozila 3 - 6 0,5 - 0,7

Autobusi 4 - 6,5 0,25 - 0,5

Slika IX.3-8 Krovni spojleri kamiona, radi sniţenja otpora vazduha

(sniţenje faktora aerodinamičnosti)

Kada je u pitanju izračunavanje sile otpora vazduha vučnog voza, odnosno teretnog

vozila ili autobusa sa prikolicom, praksa je pokazala da se ukupna sila vazduha, u odnosu na

vučno vozilo povećava za 25% do 30%, tako da se sila otpora vučnog voza (Rvv) ima kao

1,25 1,3vv vR R (IX.15)

275

Koeficijent aerodinamičnosti vozila (cx) je takoĎe veoma uticajna veličina, koja moţe

tačno da se odredi samo ispitivanjem u aerodinamičnom tunelu. Uticane veličina na istu su

mnogobrojne, počev od globalnog oblika karoserija, pa do uticaja raznih promena oblika i

prekidnih zona strujanja, otvora za prostrujavanje vazduha i sličnog. Ispitivanja su pokazala

da i pojedini spoljni elementi, kao retrovizori, brisači stakala čak i antene radio prijemnika

imaju znatnog uticaja na ukupan koeficijent aerodinamičnosti i pojavu buke i šumova kod

vozila. S obzirom da je koeficijent aerodinamičnosti jedan od direktnih uticajnih parametara

na veličinu sile otpora vazduha, time isti uzima i direktnog učešća u ukupnoj potrošnji goriva

vozila, odnosno ekonomičnosti vozila. Praktični primeri provere su na primer pokazali da se

stavljanjem klasičnih krovnih nosača prtljaga, potrošnja goriva povećava za 15 do 20%.

Upravo to je i razlog sve češćoj primeni specijalnih krovnih nosača i lepo oblikovanih krovnih

"sanduka", a kod kamiona i putničkih automobila koji vuku kamp prikolicu i upotreba

krovnih spojlera.

Kod savremenih putničkih vozila koeficijent aerodinamičnosti se kreće u granicama

cx = 0,25 do 0,4 pri čemu niţe vrednosti vaţe za sportska i lepo oblikovana vozila. Za

kamione ovaj faktor se kreće u dosta širokim granicama i obično je ne manji od 0,5. Za

autobuse ovaj koeficijent je takoĎe dosta visok, ali obično niţi nego za kamione.

Slika IX.3-9 Opstrujavanje karoserije pri ispitivanju

oblika u aerodinamičnom tunelu

Treba istaći da je proces doterivanje oblika karoserije, odnosno dovoĎenje koeficijenta

aerodinamičnosti na dovoljno nisku vrednost, veoma dugotrajan i skup, tako da je isti,

ekonomski gledano, isplativ samo kod visokih serija automobila. Primera radi, jedan

uobičajen aerodinamički tunel, za ispitivanje vozila u prirodnom obliku, ima snagu ventilatora

i do 2000 kW, pri čemu je brzina strujanja vazduha u njemu jednaka planiranoj maksimalnoj

brzini vozila. MeĎutim, kod tunela u kojima se ispituju umanjeni modeli (na primer 1:10),

potrebno je da se obezbedi da brzina strujanja vazduha bude čak 1200 km/h (dakle, viša od

brzine zvuka) i ako je maksimalna brzina realnog vozila planirana samo do 120 km/h. Ovo

sledi iz uslova da Rejnoldsovi brojevi strujanja vazduha kod vozila prirodne veličine i modela

vozila budu jednaki, što se postiţe tek kada je brzina strujanja vazduha oko modela (grubo

računato) onoliko puta veća koliko je model umanjen od prirodne veličine.

IX.3.3 Sile otpora kretanja na usponu R

Prilikom izračunavanja sile otpora vozilu usled uspona, potrebno je silu teţine vozila,

koja dejstvuje u teţištu, razloţiti na komponente - jedna u pravcu upravnom na podlogu i

drugu paralelnoj sa podlogom (slika IX.3110). Upravo ta sila, koja je paralelna sa podlogom

predstavlja otpor vozila na usponu,

276

odnosno

sinR G G tg (IX.16)

s obzirom da se za male uglove moţe uzeti da je sin tg .

Slika IX.3-10 Razlaganje sile teţine na usponu

Uzimajući da je h

tg pl

sledi

R G p odnosno %

100

pR G (IX.17)

pri čemu je uspon izraţen u procentima.

Za vozila sa prikolicom, ukupan otpor usled kretanja na usponu jednak je zbiru otpora

za vučno vozilo i za prikolicu.

Kako otpor uspona i otpor kotrljanja zavise od teţine vozila i karakteristika puta

(koeficijenta otpora kotrljanju i ugla uspona), moţe da se postavi jednakost ukupnih sila

otpora puta kao

cos sinu fR R R G f G (IX.18)

Prema već rečenom, da je za male uglove cos =1 i da je sin tg p

(za uglove do 100) greške praktično nema.

Sledi da je ukupan otpor puta

u fR R R G f p G u (IX.19)

kada se zbir koeficijenata (f + p) izrazi koeficijentom “u”.

Smanjivanje otpora puta je stalni trend proizvoĎača vozila, na primer smanjivanjem

mase vozila upotrebom lakih metala, plastike i kompozitnih struktura. Isto tako i napori

putogradnje se ogledaju u stalnoj teţnji da se pri izgradnji puteva usponi smanje gradnjom

mostova, prosecanjem ili gradnjom tunela.

277

IX.3.4 Otpori kretanju prikljuĉnog vozila „Rp“

Uobičajeno je u proračunu otpora da se otpor kretanju priključnog vozila smatra

otporom kretanju celog vozila. Ovo proizilazi uz činjenice da u obrascima, koji vaţe za otpore

kotrljanju i otpore na usponu, član G treba zameniti zbirom teţine vučnog vozila i teţine

prikolice, dok kod otpora ubrzanju, odnosno inercionim silama, član „m”, kojim se definiše

masa, treba uzeti kao zbir masa vučnog vozila i prikolice.

Kako je već rečeno u odeljku "otpor vazduha", ukupan otpor vazduha teretnih vozila

sa prikolicom povećava se za oko 25 do 30%, dok je za putnička vozila, koja vuku lake

prikolice, otpor vazduha znatno manji i ne prelazi 10 do 15 %, zavisno od veličine prikolice i

oblika poklopca iste. Naravno, za slučajeve vuče kamp prikolice putničkim automobilom, gde

je čeona površina prikolice veća od čeone površine vozila, a masa prikolice čak i bliska masi

vozila*, ukupan otpor vozila se povećava za oko 25 do 30% u odnosu na otpor samog vozila

(kao za teretno vozilo).

Izuzetno u slučajevima kretanja tegljača, odnosno specijalnih vučnih vozila koji vuku

posebne terete, otpori kretanju vučenog vozila se posebno računaju i dodaju se vučnom vozilu

kao sila na poteznici.

Napomena:

*Masa prikolice putničkih automobila je zakonom definisana veličina. Shodno ZOBS-

u, bruto masa prikolice, koja nema svoju kočnicu, ograničena je do 50 % od mase vozila, ali

ne više od 750 kg. Ukoliko je masa viša od 750 kg, ali ne više od 1500 kg, ista mora da ima

svoju inercionu kočnicu. Prikolice masa većih od 1500 kg, moraju da imaju kočni sistem koji

je direktno povezan sa kočnim sistemom vozila.

IX.3.5 Otpori inercionih sila- sila otpora ubrzanju odnosno usporenju vozila “Ri”

Prilikom ubrzanog ili usporenog kretanja vozila, kao posledica drugog Njutnovog

zakona, javlja se sila otpora ubrzanju, odnosno usporenju, češće zvana inerciona sila, čije je

dejstvo u teţištu vozila. Ova sila ima smer uvek suprotan od smera kretanja vozila. U procesu

ubrzanja/usporenja potrebno je ubrzati/usporiti kako translatorene tako i rotacione mase.

Usled toga ukupna inerciona sila se ima kao zbir sila nastalih od ovih dveju masa

i iT ioR R R (IX.20)

pri čemu su:

iT

GR m a a

g N - sile otpora ubrzanju translatornih masa (IX.21)

m o T Tio z T

d d

i i dd zR J J

dt r r dt

- sile otpora ubrzanju obrtnih masa (IX.22)

uvoĎenjem smena T dv r 1 1T

d d

d dva

dt r dt r

(IX.23)

sledi 2 2

0

2 2

m Tio z T

d d

i i zR J a J a

r r

(uz aproksimaciju da je rd ≈ rf) (IX.24)

čime se dobija da je

2 2

0

2 21 m T

i iT io z T

d d

i iG g g zR R R a J J

g G r G r

(IX.25)

pri čemu činioci predstavljaju:

278

Jz - moment inercije zamajca

JT - moment inercije točka

d/dt - ugaono ubrzanje zamajca

dv/dt = a - ubrzanje translatornih masa

im - prenosni odnos u menjaču

i0 - prenosni odnos u pogonskom mostu

T - stepen korisnosti transmisije

z - broj točkova na vozilu

U izrazu (IX.25), član u zagradi, u principu predstavlja uticaj obrtnih masa, te se radi

lakše računice moţe zameniti koeficijentom (koeficijent učešća obrtnih masa), koji se ima

kao

2

1 21 mi (IX.26)

gde su:

2

01 2z T

d

igJ

G r koeficijent učešća zamajca (IX.27)

2 2T

d

g zJ

G r koeficijent učešća obrtnih masa transmisije (IX.28)

Tabela IX.3-2 Pribliţne vrednosti pojedinih učesnika u obrascu (IX.26)

Vozilo

Moment inercije toĉka i

masa vezanih za toĉak

JT [mNs2]

Moment inercije zamajca i

masa vezanih za zamajac Jz

[mNs2]

Prenosni odnosi u

transmisiji

iTmax do iTmin

Putniĉka vozila 0,751,5 0,15 0,3 20 4

Autobusi 0,751,5 1,53,0 40 4

Teretna vozila

laka

teška

2,0 3,5

11,0 20,0

0,51,0

1,53,5

40 4

60 3,5

S obzirom da bi tačnije izračunavanje ovih koeficijenata zahtevalo poznavanje znatno

većeg broja uticajnih članova, te time usloţavalo računicu, iskustveno se uzima da je

21,03 mx i (IX.29)

tako da se time ukupna inerciona sila ima kao

21,03i iT io m

GR R R a x i

g (IX.30)

pri čemu su vrednosti koeficijenata i x dati u tabeli IX.3

Tabela IX.3-3 Vrednosti koeficijenata i x Vozilo Koeficijent

I. stepen prenosa direktni prenos (i =1)

koeficijent x

Putniĉko 1,5 1,8 1,05 1,06 0,04 0,07

Teretno 2,0 3,0 1,06 1,08 0,04 0,07

279

Upravo iz razloga smanjivanja učešća obrtne mase zamajca i masa vezanih za zamajac

u procesu kočenja, kako bi se i put kočenja skratio, preporučuje se pri intenzivnom kočenju,

do zaustavljanja, isključivanje spojnice.

Kod savremenih vozila, pre svega radi uštede u gorivu i povećanja startnosti,

intenzivno se radi na smanjivanju mase vozila, primenom aluminijuma ili plastičnih masa u

konstrukciji vozila i motora ili primenom drugih lakih materijala povećane čvrstoće (lake

legure, kompozitni materijali i slično).

IX.2.6 Analiza otpora

Kako bi se stekla bolja "slika" o uticajima pojedinačnih i ukupnih otpora, u

dijagramima IX.3-11 do IX.3-22 prikazani su otpori kretanju za sledeće slučajeve vozila:

1. Putnički automobil mase oko 1000 kg

2. Dostavno vozila mase oko 4000 kg

3. Autobus mase oko 16000 kg i

4. Kamion sa prikolicom ukupne mase oko 40000 kg

1. Putniĉki automobil, masa ≈ 1000 kg

1 a) Kretanje na ravnom putu

- Otpor kotrljanju Rf = 98 N za koeficijent otpora kotrljanju f =0,01

- Otpor vazduha 20,375vR v N

0

200

400

600

800

1000

1200

5,55 11,11 16,67 22,22 27,77 33,33 38,89 44,44 50,00

20 40 60 80 100 120 140 160 180

v [m/s]

v [km/h]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Rv [N]

Rf + Rv [N]

Udeo Rv [%]

Brzina vozila

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-11 Otpori kretanju putničkog automobila na ravnom putu

280

1 b) Kretanje na usponu brzinom od 30 km/h

- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 124 N

0

500

1000

1500

2000

2500

0,010 0,020 0,030 0,040 0,060 0,080 0,119 0,158 0,196

1 2 3 4 6 8 12 16 20

sin

[%]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Ra [N]

Rf +Rv+ Ra [N]

Udeo Ra [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-12 Otpori kretanju putničkog automobila

na usponu brzinom od 30 km/h

1 c) Kretanje na ravnom putu sa ubrzanjem pri početnoj brzini od 30 km/h


- Koeficijent učešća obrtnih masa ≈ 1,1

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 1,5 2,0 5,0

a [m/s2]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Ri [N]

Rf +Rv+ Ri [N]

Udeo Ri [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-13. Otpori kretanju putničkog automobila sa ubrzanjem

pri početnoj brzini od 30 km/h

281

2. Dostavno vozilo, masa ≈ 4000 kg




0

500

1000

1500

2000

2500

5,55 11,11 16,67 22,22 27,77 33,33 38,89 44,44

20 40 60 80 100 120 140 160

v [m/s]

v [km/h]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

Rv N

Rf + Rv N

Udeo Rv %

Brzina vozila

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-14 Otpori kretanju dostavnog vozila na ravnom putu

2 b) Kretanje na usponu brzinom od 30 km/h


0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

0,010 0,020 0,030 0,040 0,060 0,080 0,119 0,158 0,196

1 2 3 4 6 8 12 16 20

sin

[%]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Ra [N]

Rf +Rv+ Ra [N]

Udeo Ra [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-15 Otpori kretanju dostavnog vozila na usponu

brzinom od 30 km/h

282

2 c) Kretanje na ravnom putu sa ubrzanjem pri početnoj

brzini od 30 km/h



0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

10000

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 1,5 2,0

a [m/s2]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100Ri [N]

Rf +Rv+ Ri [N]

Udeo Ri [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-16. Otpori kretanju dostavnog vozila sa ubrzanjem


3. Autobus, masa ≈ 16000 kg




0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

5,55 11,11 16,67 22,22 27,77 33,33 38,89

20 40 60 80 100 120 140

v [m/s]

v [km/h]

Sil

a o

tpo

ra

[N]

0

10

20

30

40

50

60

70

Rv [N]

Rf + Rv [N]

Udeo Rv [%]

Brzina vozila

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-17 Otpori kretanju autobusa na ravnom putu

283

3 b) Kretanje autobusa na usponu brzinom od 30 km/h


0

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

0,01 0,02 0,03 0,04 0,06 0,08 0,119 0,158 0,196

1 2 3 4 6 8 12 16 20

sin

[%]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100Ra [N]

Rf +Rv+ Ra [N]

Udeo Ra [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-18 Otpori kretanju autobusa na usponu brzinom od 30 km/h

3 c) Kretanje autobusa na ravnom putu sa ubrzanjem pri

početnoj brzini od 30 km/h



0

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

40000

45000

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 1,5 2,0

a [m/s2]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100Ri [N]

Rf +Rv+ Ri [N]

Udeo Ri [%]U

de

o o

tpo

ra [

%]

Slika IX.3-19. Otpori kretanju autobusa sa ubrzanjem pri


284

4. Kamion sa prikolicom, masa ≈ 40000 kg




Slika IX.3-20. Otpori kretanju kamiona sa prikolicom na ravnom putu

4 b) Kretanje kamiona na usponu brzinom od 30 km/h


0

10000

20000

30000

40000

50000

60000

70000

80000

90000

0,01 0,02 0,03 0,04 0,06 0,08 0,119 0,158 0,196

1 2 3 4 6 8 12 16 20

sin

[%]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100Ra [N]

Rf +Rv+ Ra [N]

Udeo Ra [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-21. Otpori kretanju kamiona sa prikolicom na usponu

brzinom od 30 km/h

285

4 c) Kretanje kamiona na ravnom putu sa ubrzanjem pri




0

20000

40000

60000

80000

100000

120000

140000

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 1,0 1,5 2,0

a [m/s2]

Sila

otp

ora

[N

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100Ri [N]

Rf +Rv+ Ri [N]

Udeo Ri [%]

Ud

eo

otp

ora

[%

]

Slika IX.3-22 Otpori kretanju kamiona sa prikolicom uz ubrzanje


Tabela. IX.3-4 Procentualnu udeo pojedinih otpora u odnosu na ukupne otpore

Vrsta vozila

Vrsta druma/udeo pojedinih otpora

Kretanje na

ravnom putu

brzinom od

100 km/h

Otpor

kotrljanja

Rf

Kretanje na

ravnom putu

brzinom od

100 km/h

Otpor

vazduha

Rv

Kretanje na

usponu od 4%

brzinom od

30 km/h

Otpor uspona

R

Kretanje sa

ubrzanjem

1 m/s2, početna

brzina od 30 km/h

Otpor ubrzanju

Ri

Putniĉko vozilo

masa ≈ 1000 kg

25% 75% 76% 90%

Dostavno vozilo

masa ≈ 4000 kg

34% 66% 77% 91%

Autobus

masa ≈ 16000 kg

50% 50% 79% 91%

Kamion sa

prikolicom

masa ≈ 40000 kg

56%

44%

79%

94%

286

0%

20%

40%

60%

80%

100%

Regionalni

put

Autoput Ravan put

v = 80 km/h

Gradska

vožnja -

srednje

opterećenje

Autoput

delimično

brežuljkast

Ravan put

v = 80 km/h

38-tonski vučni voz Gradski

autobus

Međugradski autobus

Otpor vazduha

Prazan hod

Otpor ubrzanja i uspona

Otpor kotrljanja

Slika IX.3-23 Udeo pojedinih otpora na potrošnju goriva pri kretanju

287

IX.4 Unutrašnji otpori - stepen korisnosti transmisije

Pri prenosu snage od motora do pogonskih točkova, svaki prenosnik pojedinačno u

celom lancu (spojnica, menjač, razdelnik, kardansko vratilo, glavni prenosnik sa

diferencijalom i eventualno bočni prenosnici) imaju svoje gubitke, koji se u ukupnom bilansu

svode na gubitke transmisije. Jasno je da se ti gubici oduzimaju od snage motora, tako da je

snaga na pogonskim točkovima

t M TP P P (IX.31)

odnosno stepen korisnosti transmisije

tT s m r k pm bp

M

P

P (IX.32)

pri čemu su:

T - stepen korisnosti transmisije

s - stepen korisnosti spojnice, koji iznosi za:

frikcionu spojnicu s =1*

za hidromehaničku sh =0,96 - 0,98

m - stepen korisnosti menjača

za direktni prenos m = 0,98 - 0,99

za ostale prenose m = 0,96 - 0,98

r - stepen korisnosti razdelnika snage r = 0,94 - 0,97**

k- stepen korisnosti kardanskog vratila k = 0,98 - 0,99***

pm - stepen korisnosti pogonskog mosta

konusno tanjirasti zupčanik sa kruţnim ozubljenjem pm = 0,94 - 0,95

konusno tanjirasti zupčanik sa hipoidnim ozubljenjem pm = 0,97 - 0,98

pogonski most sa dvostrukom redukcijom pm = 0,9 - 0,95

bp - stepen korisnosti bočnog prenosnika bp = 0,97 - 0,99

Napomena: *

otpor ventilacije se zanemaruje

**

niţe vrednosti vaţe za slučaj razdelnika sa reduktorom ***

za uglove previjanja od 00 do najviše 10

0

Stepeni korisnosti pojedinačnih prenosnika zavise od više faktora, tako da ih je teško

obuhvatiti jednim izrazom, te se stoga usvajaju na osnovu prosečnih vrednosti. Ukoliko u

sistemu postoje više jediničnih prenosnika, kao na primer više kardanskih vratila, više bočnih

prenosnika ili pogonskih mostova, svaki od njih se pojedinačno uzima u račun sa svojim

stepenom korisnosti. Neke orijentacione vrednosti stepena korisnosti transmisija su sledeće:

- za putnička vozila T = 0,92 - 0,97

- za teretna vozila T = 0,88 - 0,95

- za terenska vozila visoke prohodnosti T = 0,85 - 0,92

288

X. PRORAĈUN VUĈE (VUĈNI BILANS)

X.1 Bilans sila

Pod vučnim bilansom sila podrazumeva se zbir svih sila otpore koje dejstvuju na

vozilo u kretanju, odnosno zbir: sile otpora kotrljanju Rf,, otpora vetra Rv, otpora uspona R,,

otpora inercionih sila Ri i sile na poteznici Rp, kojom se zamenjuju sile otpora koje dejstvuju

na prikolicu. Drugim rečima, vučna sila na točkovima mora da bude jednaka zbiru svih sila

otpora

F0 = R F0 = Rf + Rv R Ri+Rp (X.1)

Sile otpora uspona i inercionih sila mogu da imaju promenljivi predznak, te je sila

otpora uspona pozitivna ukoliko je vozilo na usponu a negativna kada je na nizbrdici. Isto

tako, inerciona sila je pozitivna prilikom ubrzanja a negativna je prilikom kočenja. Vučna sila

na točkovima, kojom se savlaĎuju gore navedeni otpori, predstavlja zbir vučnih sila na svim

pogonskim točkovima, a dobija se od motora uz redukciju u transmisiji, odnosno

0eM m o T

d

T i iF

r

(X.2)

odnosno u raščlanjenom obliku

2 22

00 2 2

cos sin 113

eM m o T z m T tp

d d d

T i i J i i JK A v G g gF G f G a R

r g G r G r

ili

2

0 cos sin13

eM m o Tp

d

T i i K A v GF G f a R

r g

(X.3)

pri čemu su: v [km/h] - brzina kretanja vozila

G [N] - teţina vozila

F0 [N] - vučna sila

K [N s2/m] - koeficijent otpora vazduha

A [m2] - čeona površina vozila

Grafički prikaz vučnog bilansa motora dat je na slici X.1-1

Slika X.1-1 Dijagram vučnog bilansa sila

289

Za svaki stepen prenosa u menjaču, jasno je da sledi različita vučna sila na točkovima,

ali i različita brzina automobila, koja direktno zavisi od trenutnog broja obrtaja motora.

Brzina vozila se izračunava prema obrascu

0 0

2 3,60,377

60

d M d M

m m

r n r nv

i i i i

km

h

(X.4)

pri čemu su:

- brzina automobila v [km/h]

- dinamički poluprečnik rd [m]

- broj obrtaja motora nM [min-1

]

- prenosni odnosi u menjaču (im) i pogonskom mostu (i0)

Slika X.1-2 Dijagram vučno brzinske karakteristike

pri čemu se svesno vrši greška, uzimajući da je dinamički poluprečnik točka rd pribliţno

jednak poluprečniku kotrljanja točka rf, koji se dobija kao odnos stvarne obimne brzine točka

prema ugaonoj brzini rf = v/t. Drugim rečima, svesno se vrši aproksimacija, uzimajući da

točak nema nikakvog proklizavanja, te je njegova obimna brzina jednaka translatornoj brzini

vozila.

Iz ovako sračunatih brzina vozila i vučne sile za svaki stepen prenosa, dobija se

takozvana vučno brzinska karakteristika vozila. Na ovom dijagramu trebalo bi da budu ucrtani

i otpori kretanju vozila, kako bi se lako našla ravnoteţna (radna) tačka sila (F) i opterećenja

(R).

Uzimajući da će se vozilo kretati pribliţno konstantnom brzinom na nekoj relaciji,

potreban moment na točkovima, kojim se savladava moment sila otpora, dobijenih iz izraza

X.3, ima se kao

t R dT T R r (X.5)

odnosno potreban moment motora iznosi

290

deM

T

R rT

(X.6)

Slika IX.1-3 Momenti otpora pri kretanju vozila

Za postizanje najmanje potrošnje goriva, trebalo bi da se za predviĎenu brzinu

kretanja, odnosno broj obrtaja motora, radna tačka motora nalazi u samom polu

ekonomičnosti ili blizu njega. Pol ekonomičnosti se očitava iz univerzalnog dijagrama

motora.

X.2 Dinamiĉka karakteristika vozila

Analizom sila otpora vuče jasno se zaključuje da na sve otpore osim otpora vazduha

proporcionalno utiče masa automobila. Samim tim veća masa direktno znači i veće otpore.

Isto tako veća čeona površina vozila daje direktno i veće otpore vazduha, što znači da dva

vozila, čak i pod uslovima da su im jednaki motori i transmisije, neće imati ista dinamička

svojstva ukoliko su im mase i čeone površine različite. Ovu činjenicu je zapazio ruski

akademik Čudakov i u praksu uveo novi pojam, takozvanu dinamičku karakteristiku vozila,

koju je definisao kao odnos razlike sile vuče i sile otpora vetru prema masi vozila

t vF RD

G

(X.7)

odnosno u raščlanjenom obliku kao

cos sinf it v

R R RF RD f a

G G g

(X.8)

Za male uglove sin α = 0 i cos α = 1, tako da se moţe uzeti da je

D f p a u ag g

(X.9)

odnosno za slučaj jednolikog kretanja, bez ubrzanja, sledi da je D = u.

291

Suština uvoĎenja dinamičke karakteristike ovim se zasniva na ravnoteţi koeficijenata

pri kretanju vozila, a ne na ravnoteţi sila, kao kod vučnog bilansa.

Time moţe da se tvrdi da najviši dinamički faktor vozila, pri jednolikom kretanju

nekom brzinom, u trenutnom stepenu prenosa menjača, istovremeno znači i koji najveći

ukupni koeficijent otpora to vozilo moţe da savlada u datom trenutku. Ta brzina, pri kojoj se

ima da je D = u, naziva se kritičnom brzinom vk, s obzirom da svaki poremećaj otpora

smanjuje, odnosno povećava brzinu kretanja vozila, te time i smanjuje ili povećava dinamički

koeficijent.

Slika X.2-1 Dinamička karakteristika

i kritična brzina vozila (vk)

Kretanje brzinom većom od kritične karakteriše se relativno brzim vraćanjem u

ravnoteţnu brzinu pri nekom slučajnom poremećaju spoljnih otpora, te se takvo područje i

naziva područjem stabilnog kretanja. Brzine kretanja manje od kritične karakteriše češća

reakcija vozača za promenom stepeni prenosa, s obzirom da mali poremećaji u spoljnim

otporima izaziva veću promenu brzini kretanja vozila. To područje se stoga naziva područje

nestabilnog kretanja.

X.3 Bilans snaga

Analogno vučnom bilansu, moţe da se izvrši analiza snaga koje su potrebne za

savlaĎivanje pojedinih otpora, na osnovu čega bi se izvršio i proračun potrebne snage motora.

Analitički napisano

t eM T f v iP P P P P P (X.10)

Dijagram nastao iz izraza (X.10), uobičajeno se naziva bilansom snage vozila.

Na osnovu poznate relacije izmeĎu snage i sile, analitički izraz bi bio

f v iteM

T T

F v F v F v F vv FP

(X.11)

292

Slika X.3-1 Snaga otpora pri kretanju vozila

odnosno razloţeno

31cos sin

1000

teM

T T

v F G a vP G f v K A v G v

g

(X.12)

pri čemu su: v [m/s] - brzina kretanja vozila

G [N] - teţina vozila

PeM [kW] - efektivna snaga motora

K [N s2/m] - koeficijent otpora vazduha

A [m2] - čeona površina vozila

uz napomenu da u obrascima (X.11) i (X.12) sila vuče prikolice nije uzeta u obzir.

Dijagramom prikazano, bilans snage vozila izgleda kao na slici X.3-2.

Slika X.3-2 Dijagram bilansa snage pri kretanju vozila

za jedan od stepena prenosa

pri čemu su snage motora

Pt - trajna snaga PM - maksimalnu Pr - rezerva za kratkotrajna preopterećenja

293

Jasno je da za svaki stepen prenosa menjača sledi posebna kriva snage, tako da bi

ukupan bilans snage kod vozila sa trostepenim menjačem izgledao kao na

slici X.3-3.


sa trostepenim menjačem

U bilansu snage, pored kriva snaga - brzina za pojedine stepene prenosa, ucrtavaju se i

krive ukupnih otpora, tako da se iz ovog bilansa mogu da očitaju i koje se najviše brzine u

pojedinim stepenim prenosa postiţu na ravnom putu i na usponu, ali i najviši usponi koji

mogu da se savladaju u pojedinim stepenima prenosa.

Za jedan konkretan putnički automobil, čiji je bilans snage dat na slici X.3-4


sa četvorostepenim menjačem

294

moţe da se očita, da motor predmetnog vozila ima efektivnu snagu od oko 75 kW, da na

ravnom putu postiţe maksimalnu brzinu od oko 185 km/h (u četvrtom stepenu prenosa), a da

„uz pomoć“ nizbrdice od 5 %, moţe da postigne brzinu i od oko 200 km/h. TakoĎe se očitava

da uspon od 10 % moţe da bude savladan kada je menjač u trećem stepenu prenosa, a najviši

uspon koji moţe da bude savlada u prvom stepenu prenosa iznosi oko 30 %.

Kao što je prikazano na konkretnom dijagramu, u dijagramu bilansa snage mogu

(mada nisu uobičajene) da budu ucrtane i karakteristike vozila na nizbrdici (dijagram ispod

apscise), tako da se tada očitavaju karakteristike koje vozilo ima pri kočenju motorom. U

predmetnom slučaju se vidi da se kočenjem samo motorom, na nizbrdici od 10 %, stabilnom

brzinom (bez daljeg ubrzavanja) vozilo moţe da „spušta“ sa oko 80 km/h u četvrtom stepenu

prenosa, odnosno da se ista brzina ima i u drugom stepenu prenosa, ali na nizbrdici od 15 %.

Dijagrami bilansa snage motora su posebno vaţni kod teretnih automobila, kod kojih

se uobičajeno još ucrtavaju u karakteristike sa različitim opterećenjima kamiona odnosno

vučnog voza. Neki autori ovakvu karakteristiku još nazivaju „vučni pasoš vozila“.

X. 4 Oblast stabilnog rada motora

Svaki motor ima svoju momentnu karakteristiku, koja više ili manje odstupa od

idealne hiperbole vuče koju nameću uslovi kretanja na putevima.

Slika X.4-1 Oblik idealne hiperbole vuče

S obzirom da motori sa unutrašnjim sagorevanjem imaju oblik krive momenta koji je

znatno različitiji od potrebnog (slike X.4-1; X.12 i III.6-1 i III.6-2), sva vozila koja imaju kao

pogonski agregat motore sa unutrašnjim sagorevanjem moraju da imaju spojnicu i menjač,

kako bi oblik krive vuče mogao da se transformiše do oblika koji se svojim karakteristikama

momenta, u datim uslovima voţnje, pribliţava idealnoj hiperboli (slika X.4-2).

Činjenica je da pri nekom ustaljenom opterećenju motora spoljnim otporom, na primer

sumom otpora na točkovima vozila (ΣTR), koji se do motora smanji za stepene transformacije

u transmisiji, uvek postoji ravnoteţna tačka (radna tačka) kada se pomenuti otpori

uravnoteţavaju momentom motora.

Reagovanje motora na promenu reţima opterećenja smanjenjem ili povećanjem

brojeva obrtaja, zavisi u suštini od karaktera obrtnog momenta pri nepromenjenom poloţaju

distributora u sistemu za napajanje motora gorivom, odnosno da li će motor moći sam da

“pronaĎe” novu ravnoteţnu tačku, bez pomoći rukovaoca, odnosno vozača kod vozila.

295

Slika X.4-2 Vučni bilans automobila

X.4.1 Prilagodljivost (stepen elastiĉnosti) motora

Pod prilagodljivošću motora se podrazumeva sposobnost motora da bez učešća

opsluţioca, odnosno vozača, savlada promenu reţima rada uzrokovanu povećanim ili

smanjenim otporima kretanja i sa što manjom promenom broja obrtaja.

Drugim rečima, ukoliko je promena broja obrtaja motora (brzinskog reţima rada)

manje podloţna trajnim promenama spoljnog opterećenja, kaţe se da motor ima stabilan rad.

Kod vozila se pod elastičnošću podrazumeva sposobnost vozila da ima dobro ubrzanje

bez promene stepena prenosa u transmisiji.

Slika X.4-3 Područje stabilnog i nestabilnog reţima rada motora

296

Činjenica je da pri nekom ustaljenom opterećenju motora spoljnim otporom, na primer

sumom otpora na točkovima vozila (ΣTR), koji se do motora smanji za stepene transformacije

u transmisiji, uvek postoji ravnoteţna tačka (radna tačka) kada se pomenuti otpori

uravnoteţavaju momentom motora. Reagovanje motora na promenu reţima opterećenja

smanjenjem ili povećanjem brojeva obrtaja, zavisi u suštini od karaktera obrtnog momenta pri

nepromenjenom poloţaju distributora u sistemu za napajanje motora gorivom, odnosno da li

će motor moći sam da “pronaĎe” novu ravnoteţnu tačku, bez pomoći rukovaoca, odnosno

vozača kod vozila. Drugim rečima, ukoliko je promena broja obrtaja motora (brzinskog

reţima rada) manje podloţna trajnim promenama spoljnog opterećenja, kaţe se da motor ima

stabilan rad.

Na slici X.4-3, data je jedna momentna karakteristika motora i kriva spoljnog otpora,

koje su u ravnoteţi pri nekom brzinskom reţimu rada n1 (tačka 1 na slici X.4-3). Ukoliko doĎe

do smanjenja spoljnog opterećenja, to će automatski promeniti i broj obrtaja motora, tako što

će se on povećati a sa time se u tom području povećava i obrtni moment. Usled toga motor će

se ubrzavati, pa time i vozilo. Povećanje brzine istovremeno izaziva povećanje spoljnih

opterećenja, tako da se sledeća ravnoteţa automatski uspostavlja tek pri nekom reţimu rada n2

(tačka 2 na slici X.4-3). Isto tako, povećanjem spoljnog opterećenja koje nadvladava moment

motora, broj obrtaja se naglo smanjuje, tako da će daljim dejstvom opterećenja, a ne

reagovanjem vozača, motor sniţavati broj obrtaja, dok se ne ugasi. Dakle, moţe da se

konstatuje da mala promena reţima opterećenja u brzinskom području ispod maksimalnog

obrtnog momenta, izaziva veliku promenu broja obrtaja motora, te se ta oblast smatra

nestabilnim podruĉjem rada motora.

Sa druge strane, kada spoljno opterećenje ima ravnoteţnu tačku u području višem od

broja obrtaja koje odgovara broju obrtaja pri maksimalnom obrtnom momentu Tmax (na slici

X.4-3), promena spoljnog opterećenja izazvaće promenu u reţimu rada motora tako da se

ponovo uspostavi ravnoteţni poloţaj u blizini prethodnog. Primera radi, neka se ravnoteţni

poloţaj nalazi u tački 3. Povećanje opterećenja izaziva sniţenje broja obrtaja motora ali time

se očigledno povećava obrtni moment motora, tako da se novo ravnoteţno stanje relativno

brzo uspostavlja uspostavlja u tački 3’. Isto tako, sniţenje spoljnog opterećenja, te time i

povećanje broja obrtaja motora, koje je praćeno sniţenjem obrtnog momenta motora, izaziva

da se ponovo brzo uspostavlja ravnoteţa opterećenja i momenta motora u blizini prethodnog.

Dakle iz ovoga sledi dalji zaključak, da se u području broja obrtaja, koje je više od broja

obrtaja maksimalnog obrtnog momenta (ili blisko ovom broju obrtaja), relativno mala

promena opterećenja, izaziva i malu promenu broja obrtaja, te se ta oblast smatra stabilnim

podruĉjem rada. Kod motora koji imaju maksimalni obrtni moment u širem dijapazonu (kao na primer

dijagram III.8-26 i III.8-32) početak stabilnog rada motora počinje i na nešto niţem broju

obrtaja od tačke kada počinje maksimalni obrtni moment, ali blizak ovoj tački.

297

Slika X.4-4 UporeĎenje stabilnosti reţima rada oto i dizel motora

Sa gledišta eksploatacije motora kao agregata za pogon motornih vozila i traktora,

poţeljno je da se stabilno područje nalazi u širokom dijapazonu brojeva obrtaja, odnosno da

se maksimalni obrtni moment postiţe na što niţem broju obrtaja. Pored toga od motora se

traţi da priraštaj obrtnog momenta u dijapazonu nPmax do nTmax bude veći, što se postiţe

zakrivljenijom linijom obrtnog momenta u tom području.

Na slici X.4-4, prikazana je korelacija izmeĎu momentnih karakteristika oto (TO) i

dizel motora (TD). Činjenica je da oto motori imaju znatno zakrivljeniju liniju obrtnog

momenta od dizel motora, što je posledica načina rada i obrazovanja gorive smeše. Za slučaj

da oba motora savlaĎuju spoljni otpor ΣT2, ravnoteţni reţim rada nalazi u presečnoj tački,

koja odgovara jednakim momentima oba motora. U slučaju povećanja spoljnog opterećenja

na ΣT3, koje će izazvati pad broja obrtaja oba motora, ravnoteţna radna tačka će se ponovo

uspostaviti u tačkama "1O i "1D , što očigledno pokazuje veću promenu broja obrtaja dizel

motora. Isto tako, u slučaju sniţenja spoljnog opterećenja na ΣT1, koje će izazvati povećanje

broja obrtaja oba motora, ravnoteţna radna tačka će se ponovo uspostaviti u tačkama '1O i '1D ,

što ponovo pokazuje veću promenu broja obrtaja kod dizel motora. Dakle u slučaju oto

motora promena broja obrtaja je ΔnO a kod dizel motora ΔnD. Jasno se zaključuje da oto

motori imaju manju promenu broja obrtaja, odnosno veću prilagodljivost promenama

opterećenja, što je posebno vaţno kod izbora motora, broja stepeni prenosa i prenosnog

odnosa u menjaču.

Bez posebnih merenja obrtnih momenta, procena prilagodljivosti motora promenama

spoljašnjeg opterećenja, moţe da se vrši se preko momentnog (eT) i brzinskog (en)

koeficijenata prilagodljivosti, koji se definišu kao odnosi:

koeficijent prilagodljivosti prema obrtnom momentu predstavlja odnos maksimalnog

obrtnog momenta prema obrtnom momentu pri maksimalnoj snazi

koeficijent prilagodljivosti prema obrtnom momentu max

max

T

P

Te

T

brzinski koeficijent prilagodljivosti odnos broja obrtaja pri maksimalnoj snazi prema

broju obrtaja pri maksimalnom obrtnom momentu, odnosno

298

brzinski koeficijent prilagodljivosti max

max

Pn

T

ne

n

Koeficijenti prilagodljivosti se u literaturi i praksi vrlo često nazivaju koeficijentima

elastičnosti motora i predstavlja bitnu karakteristiku motora.

Ovi koeficijenti prilagodljivosti treba da budu što viši. Kod savremenih motora kreću

se u granicama:

Tabela X.4-1 Koeficijenti prilagodljivosti (elastičnosti)

Koeficijent prilagodljivosti

Momentni eT Brzinski en

Oto motori 1,25 ÷ 1,5 1,8 ÷ 2,2

Dizel motori 1,05 ÷1,2 1,4 ÷ 1,8

Da bi se dva motora različitih sličnih spoljnih brzinskih karakteristika poredila prema

elastičnosti, dovoljno je uporediti njihove koeficijente elastičnosti.

X.4.2 Eksploataciono podruĉje broja obrtaja kod motora

Kako je već rečeno, motori imaju tačno definisanu maksimalnu snagu za odreĎeni broj

obrtaja, dok je maksimalni obrtni moment i minimalna specifična potrošnja goriva definisana

za jedno relativno usko područje broja obrtaja.

Slika X.4-5 Dijagram snage, momenta i eksploatacionog područja motora

Zavisno od namene motora, bira se i eksploataciono područje. Za normalne radne

uslove rada vozila i radnih mašina obično se traţi da motor ima najveću ekonomičnost i dobru

karakteristiku obrtnog momenta, pri čemu je maksimalna snaga takoĎe vaţna karakteristika,

299

mada se ona u praksi zahteva relativno kratkotrajno, kada treba savladati neko trenutno visoko

opterećenje.

Kako se iz dijagrama vidi a iz univerzalnog dijagrama i tačno odreĎuje, maksimalni

obrtni moment motora se postiţe na broju obrtaja koji je znatno niţi od braja obrtaja pri

maksimalnoj snazi. Zavisno od vrste motora to je oko 65% do 75 % od maksimalnog broja

obrtaja. Na brojevima nešto višim od maksimalnog broja obrtaja leţi i ninimum specifilne

potrošnje goriva, a pol ekonomčnosti, koji se očitava iz univerzalnog dijagrama, je uvek na

nekoj snazi koja je manja od maksimalne snage.

Iz tih razloga se kod većine vozila, a obavezno kod radnih mašina, u instrument tablu

ugraĎuje obrtomer, na kome je obično zelenom bojom definisan preporučeni eksploatacioni

dijapazon brojeva obrataja. Isto tako uobičajeno je crvenom bojom obeleţen dijapazon

brojeva obrtaja koji ne treba da se koristi, bez obzira da li se radi o niskim ili suviše visokim

bojevima obrtaja.

Kako se iz univerzalnog i dijagrama spoljnih brzinskih karakteristika vidi, osnovni

nedostatak motora SUS u primeni na sredstvima kod kojih je reţim rada promenljiv (tipičan

primer su drumska vozila), je relativno uzak dijapazon ekonomične oblasti eksploatacije i

dijagram obrtnog momenta koji dosta odstupa od potrebne hiperbole vuče.

Prvi nedostatak se obično rešava primenom predimenzionisanih motora, koji bi

nejčešće korišćenu snagu u eksploataciji ostvarivali u oblasti pola ekonomičnosti. Ovakvi

motori se danas uobičajeno koriste za teretna vozila namenjena dugolinijskom transportu.

Time se ostvaruje znatna ušteda u potrošnji a istovremeno, zbog „znatne rezerve snage”

povećava „propusna moć” puteva.

Drugi nedostatak se kompenzira upotrebom različitih konvertora karakteristika

(menjači, varijatori i slični) u sklopu transmisije vozila, kako bi se karakteristika vuče

pribliţila idealnoj hiperboli vuče.

TakoĎe je činjenica da su motori SUS još uvek predmet glavnih razmatranja vodećih

instituta automobilske industrije, tako da se zamena ovog izvora snage ne očekuje u skoroj

budućnosti a evidentno je očekivanje u znatnom redukovanju negativnih karakteristika i

povećanju efektivnog stepena korisnosti.

X.4.3 Rekonstrukcija dijagrama snage

U literaturnim ili prospektnim podacima motora se najčešće navode samo najbitnije

karakteristike motora, kao maksimajna snaga i maksimalni obrtni moment motora koji se

postiţu za odreĎene brojeve obrtaja.

MeĎutim kada je potrebno poznavati ceo tok snage i obrtnog momenta primenjuje se

postupak “rekonstrukcije” ovih karakteristika, putem takozvane Lidermanove (S.R

Lidermann) jednačine, koja se ima kao:

2 3

max maxe e

p p p

n n nP P a b c k P

n n n

odnosno (X.13)

2

maxp

p p

n nT T a b c

n n

(X.14)

300

2 2

max 1 1 1e eP

p p

n ng g a b c

n n

(X.15)

pri čemu su:

P, [kW] – snaga odnosno moment motora na ţeljenom broju obrtaja n

Pemax, [kW] – maksimalna snaga na broju obrtaja np

Te [Nm] – snaga odnosno moment motora na ţeljenom broju obrtaja n

Temax [Nm] – maksimalni moment motora na broju obrtaja nT

a, b, c [ - ] – konstante, kojima se karakteriše vrsta i tip motora

Poznajući karakteristike motora Pmax pri np i Tmax pri nT, te samim tim i koeficijente

prilagodljivoisti

momentni koeficijent prilagodljivosti max

max

T

P

Te

T (X.16)

brzinski koeficijent prilagodljivosti max

max

Pn

T

ne

n (X.17)

moguće je za svaki motor sračunati koliko iznose koeficijenti a, b, c, koji se prema

koeficijentima prilagodljivosti imaju kao

2

1 2

1

T n n

n

e e ea

e

2

2 1

1

n T

n

e eb

e

2

2

1

1

n T

n

e ec

e

(X.18)

s obzirom da za P = Pemax vaţi jednakost a + b – c = 1

Napomena: pri izračunavanju Lidermanove jednačine radi tačnijeg prikazivanja vrednosti

treba sračunavati sa najmanje 3 decimale

Tabela X.4-2 Pribliţni koeficijenti Lidermanove jednačine

Tip motora Koeficijenti

a b c a1 b1 c1

Oto motori 1 1 1 1,2 1,0 0,8

Dizel motori

sa direktnim ubrizgavanjem 0,5 1,5 1

1,55

1,55

1,0 sa pretkomorom 0,6 1,4 1

sa vihornom komorom 0,7 1,3 1

S obzirom da se za rekonstrukciju dijagrama obično koriste brojevi obraja od 20% do

110% od maksimalnog broja obrtaja, za brţe izračunavanje Lidermanove jednačine mogu se

koristiti odnosi stvarnog i broja obrtaja pri maksimalnoj snazi n/nPmax.

301

Tabela X.4-3 Pribliţni koeficijenti za brţe izračunavanje Lidermanove jednačine

Koeficijent

Oto motori Dizel motori

sa direktnim

ubrizgavanjem

sa

pretkomorom

sa vihornom

komorom

a 1 0,5 0,7 0,6

b 1 1,5 1,3 1,4

odnos n/nPmax koeficijent “k” iz (III.8.5.1)

0,2 0,232 0,152 0,184 0,168

0,4 0,496 0,376 0,424 0,4

0,6 0,744 0,624 0,672 0,646

0,8 0,928 0,848 0,88 0,64864

1,0 1 1 1 1

1,1 0,98 - - -

302

XI. DINAMIĈKE REAKCIJE TLA

Prilikom kretanja vozila, na točkove istog, dejstvuju sile reakcije tla, koje svoje

dejstvo, već zavisno od toga da li je kretanje pravolinijsko ili po nekoj krivolinijskoj putanji,

ispoljavaju u sva tri pravca

- horizontalne ili tangencijalne sile na mestu kontakta sa podlogom Xi

- vertikalne Zi

- bočne Yi

Navedene sile nastaju kao reakcije tla na dejstvo sila koje nastaju od strane vozila:

- teţina vozila G

- vučna sila na točku F0, nastala kao posledica vučnog obrtnog momenta

0t

d

TF

r (XI..1)

- Obrtni moment motora TM, koji se od zamajca motora do točkova prenosi uvećan za

prenosne odnose i menjaču (im), reduktoru (ir) (ukoliko ga vozilo ima), glavnom pogonskom

mostu (ipm) i bočnim reduktorima (ibr) (ukoliko ga vozilo ima) i redukovan za stepen

korisnosti transmisije (ηT) na točkovima iznosi

t M m r pm bp TT T i i i i (XI.2)

- Spoljašnje sile koje dejstvuju na vozilo, opisane u poglavlju IX.

- Otpor kotrljanju Rf

- Sila otpora vetra Rv

- Inerciona sila Ri

- Otpor prikolice Rp

- Otpor uspona Rα

Od gore navedenih sila, sila otpora kotrljanju dejstvuje u ravni tla, tako da nema

posebnog uticaja na opterećenje osovina.

Slika XI.1 Dinamičke sile koje dejstvuju na vozilo u kretanju

303

Shodno slici XI.1 sile i momenti koji dejstvuju na vozilo su:

horizontalne sile 0 1 2 sinf f v i pF R R R R G R (XI.3)

vertikalne sile 1 2G cos = Z + Z (XI.4)

Suma momenti za tačku oslonca prednjih točkova

2 cos sin 0p T i T v v p pZ l G l G h R h R h R h (XI.5)

Suma momenti za tačku oslonca zadnjih točkova

1 cos sin 0z T i T v v p pZ l G l G h R h R h R h (XI.6)

tako da su ukupne dinamičke reakcije tla na točkove vučnog vozila

na prednju osovinu 1

cos sinz T i T v v p pG l G h R h R h R hZ

l

(XI.7)

na zadnju osovinu 2

cos sinp T i T v v p pG l G h R h R h R hZ

l

(XI.8)

Iz jednačine XI.3, uzimajući da je zbir tangencijalnih sila 1 2f f fR R R sledi

0 sinf v i pF R G R R R (XI.9)

odnosno

0 sinf p v iF R R G R R (XI.10)

slede reakcije tla

na prednju osovinu 0

1

cosz T f p T pG l h F R R h hZ

l

(XI.11)

na zadnju osovinu 0

2

cosp T f p T pG l h F R R h hZ

l

(XI.12)

UvoĎenjem uprošćenja, da su visine metacentra hv i visina poteznice hp pribliţno jednake

visini teţišta T v ph h h , slede sile otpora tla na točkove

na prednju osovinu 1 0cosz Tf

l hZ G F R

l l (XI.13)

na zadnju osovinu 2 0cosp T

f

l hZ G F R

l l (XI.14)

304

XI.1 NAJVEĆE VUĈNE SILE NA TOĈKOVIMA

XI.1.1 Pogon zadnjim toĉkovima

Shodno Kulonovom zakonu, atheziona sila se ima kao

0 2 2F X Z (XI.15)

te smenom u (XI.14) sledi

2 cosT p f TZ l h G l R h (XI.16)

kako je cosfR G f , sreĎivanjem (XI.16) sledi da je

2

cosp T

T

G l h fZ

l h

(XI.17)

smenom u (XI.15), sledi da je:

najveća vučna sila na zadnjim točkovima

max

02

cosp T

T

G l h fF

l h

(XI.18)

XI.1.2. Pogon prednjim toĉkovima

Istom analizom, uzimajući relacije za prednje točkove, dobija se

najveća vučna sila na prednjim točkovima max

01

cosz T

T

G l h fF

l h

(XI.19)

XI.1.3. Pogon na sva ĉetiri toĉka

Shodno Kulonovom zakonu

ukupna vučna sila sa pogonom na svim točkovima, max

04 cosF G (XI.20)

S obzirom da parametri μ i f zavise od stanja kolovoza, a reakcije tla od koordinata

teţišta (lp, lz, hT), očigledno je da se odnos vučnih sila prednjih i zadnjih točkova nalazi

direktno kao odnos

01 1

02 2

z

p

F Z l

F Z l (XI.21)

XI.2 GRANIĈNE VREDNOSTI USPONA

Za jedno već proizvedeno vozilo, granične vrednosti kretanja vozila mogu da se

posmatraju sa dva aspekta:

- da li ugraĎeni motor moţe da razvije dovoljnu snagu za savlaĎivanje otpora kretanju i

- koje su maksimalne vrednosti vučnih sila sa aspekta prenošenja istih od točka na

kolovoz, odnosno koja je najveća atheziona sila koja moţe da se ostvari na kontaktu točka i

kolovoza.

Oba ova aspekta, za granične uslove kretanja, rešavaju se još u razvojnom birou

proizvoĎača vozila. Kasnije, u fazi eksploatacije i odrţavanja istog, ukoliko je potrebno da se

305

izvrši zamena motora, motorom različite snage ili drugog proizvoĎača, ili se izvrši

rekonstrukcija nadgradnje za druge namene, kada se menjaju gabariti i teţište vozila, granični

uslovi kretanja se menjaju. Upravo iz tih razloga razmotrićemo neke od njih.

Za privredne svrhe od značaja su granične vrednosti uspona, brzine i najveće mase

prikolice koju vozilo moţe da vuče na usponu i to sve sa aspekta mogućih athezionih sila, uz

pretpostavku da je snaga motora dovoljna da savlada sve otpore kretanju. OdreĎivanje

maksimalnog ubrzanja, a potom puta i vremena ubrzanja ima više teorijski karakter.

XI.2.1 Maksimalna vrednost uspona

Realna pretpostavka je da će savlaĎivanje najvećeg uspona da se vršiti bez ubrzavanja

vozila na njemu i relativno malom brzinom, tako da su otpori sila inercije i vetra zanemarljivi,

odnosno 0i vR R . Stoga ostaje da su sile otpora kretanju samo otpor uspona sinR G

i otpor kotrljanju cosfR G f . Drugim rečima, ove sile bi trebalo da svlada najveća

moguća atheziona sila na pogonskim točkovima.

XI.2.1.1 Pogon zadnjim toĉkovima

Sila kojom treba da se savladaju pretpostavljeni otpori je najveća vučna sila na

zadnjim točkovima, data jednačinom XI.18, odnosno

max

02

cossin cos

p T

T

G l h fF G G f

l h

(XI.22)

deljenjem XI.22 sa cos α, sledi najveći uspon u procentima, s obzirom da je tg α = p/100

p % 100 p T p

T T

l h f l l ftg f

l h l h

(XI.23)

XI.2.1.2 Pogon prednjim toĉkovima

Istom analizom kao u XI.2.1.1, sledi

max

01

cossin cos

z T

T

G l h fF G G

l h

(XI.24)

odnosno p % 100 z T z

T T

l h f l l ftg f

l h l h

(XI.25)

XI.2.1.2 Pogon svim toĉkovima

Iz jednačine XI.20 ima se najveća vučna sila

max

04 cos sin cosF G G G (XI.26)

odnosno % 100tg f p f (XI.27)

306

Kako se iz formula navedenim u odeljcima XI.1 i XI.2 vidi, ostvarivanje najviše vučne

sile na točkovima, pa time i mogućnost savlaĎivanja uspona uslovljeno je konstruktivnim

parametrima vozila: meĎuosovinskim rastojanjem l, odstojanjem teţišta od prednje odnosno

zadnje osovine lp i lz, visine teţišta hT , ali i parametrima tla, pre svega koeficijenta prianjanja

μ.

Za jednake koeficijente prianjanja, jedini uticajni parametri su šema rasporeda pogona i

navedeni konstruktivni parametri, osim za slučaj pogona na svim točkovima, kada je jedini

ograničavajući faktor koeficijent prianjanja točka na tlo.

Kod vozila sa pogonom na svim točkovima, veličina ugla uspona pri maksimalnim, čak

teorijskim koeficijentima μ = 1 i f =0,02 ne prelazi ugao od 450 (uspon od 100%), dok je za

realnije uslove, kada je μmax = 0,8 maksimalni mogući uspon je oko 80%.

Na slici XI.2-1, koja je sračunata na osnovu parametara jednog vozila, gde su lp =1,2 m,

lz = 1,0 m i visina teţišta hT = 0,6 m, uz pretpostavljeni koeficijent prianjanja μ = 0,8

(kvalitetan asfaltni kolovoz), dobijene su u slici navedene granične vrednosti uspona.

Slika XI.2-1 Mogućnosti savlaĎivanja uspona a) zadnja vuča b) prednja vuča

Sa aspekta sprega vozila (vučno vozilo - prikolica), mogućnost savlaĎivanja je znatno

umanjena s obzirom da je masa koja se kreće na usponu povećana masom prikolice, a da se

pri tome teţina prianjanja nije promenila, odnosno atheziona sila je ostala nepromenjena. U

tom slučaju povoljnije karakteristike daje tegljač sa poluprikolicom, kod koga se deo teţine

poluprikolice prenosi na pogonske točkove tegljača, čime se atheziona sila povećava.

Sa aspekta kolovoza, očigledno je da koeficijent prianjanja ima bitnu funkciju.

MeĎutim, praksa je pokazala da pored koeficijenta prianjanja značajnu ulogu imaju i drugi

parametri, koji se ne vide u navedenim formulama, a to su „površina otiska“ pneumatika na

kolovoz, pa time i specifični pritisak vozila na tlo, kao i veličina i oblik šara na pneumatiku.

307

Kod savremenih vozila specifični pritisak pneumatika na kolovoz se kreće

- za putnička vozila 20 do 28 N/cm2 za prednje točkove

22 do 33 N/cm2 za zadnje točkove

- za teretna vozila 27 do 33 N/cm2 za prednje točkove

33 do 46 N/cm2 za zadnje točkove

Kod vozila guseničara, koeficijent prianjanja se izračunava na osnovu karakteristika tla,

s obzirom da se kod njih ne radi o jednostavnom naleganju gusenice na kolovoz, već su

granične vrednosti kidanje – smicanje tla, zbog usecanja kandţi gusenica u tlo.

XI.3 MAKSIMALNA MOGUĆA BRZINA VOZILA

Pri odreĎivanju maksimalno moguće brzine vozila koristiće se i dalje obrasci dobijeni u

odeljku XI., meĎutim uslovi pri kojima se ostvaruje kretanje sa takvom brzinom su različiti od

do sada tretiranih. Naime, prilikom kretanja maksimalnom mogućom brzinom, pretpostavka

je da se vozilo kreće po ravnom kolovozu, tako da nema otpora usponu Rα = 0 i da motor

nema više „raspoloţivog viška snage“, tako da će se smatrati da nema ubrzanja, odnosno

otpor inercije je Ri = 0. Drugim rečima sva raspoloţiva vučna sila se troši na savlaĎivanje

otpora vetra i otpora kotrljanju. Uz pretpostavku da nema ni prirodnog vetra, to jest da je w =

0, slede da su sile otpora 2

vR K A v i fR G f .

Za slučajeve sledećih rasporeda pogonskih točkova, ima se:

XI.3.1 Pogon prednjim toĉkovima

Uzimajući da je najveća vučna sila na prednjim točkovima XI.19, sledi

max 2

01

cosz T

T

G l h fF K A v G f

l h

→

max

z

T

G l l fv

K A l h

m

s

(XI.28)

XI.3.2 Pogon zadnjim toĉkovima

Iz obrasca XI.18 za najveću vučnu silu na zadnjim točkovima

max 2

02

cosp T

T

G l h fF K A v G f

l h

→

max

p

T

G l l fv

K A l h

m

s

(XI.29)

Za slučaj poreĎenja dva vozila istih karakteristika koje se odnose na silu vetra

( 1 2K K i 1 2A A ), kod kojih su sile teţine na prednjim i zadnjim točkovima jednake

(teţište vozila na sredini), veću maksimalnu brzinu moţe da postigne vozilo kod koga su

visina teţišta i visina čeonog metacentra više, s obzirom da se tada postiţu veće athezione sile

na zadnjim točkovima zbog većeg opterećenja zadnjih točkova i rasterećenja prednjih.

Isto tako, za slučaj jednog vozila, kome je samo različit raspored pogona, veću brzinu

moţe da postigne vozilo sa pogonom na zadnju osovinu.

308

XI.3.3 Pogon na svim toĉkovima

max 2

04 cosF G K A v G f →

max

G fv

K A

m

s

(XI.30)

Iz navedenih izraza takoĎe proizilazi, da je u odnosu na sve druge slučajeve pogona

(pogon prednjom ili zadnjom osovinom), najveću brzinu moguće postići kada je pogon na

svim točkovima. TakoĎe sledi da je maksimalna brzina utoliko veća ukoliko je atheziona sila

veća.

XI.4 MAKSIMALNO MOGUĆE UBRZANJE

Iz prakse je poznato da se maksimalno ubrzanje postiţe na ravnom kolovozu pri polasku

iz mesta, odnosno uopšte kada su sile otpora vetra i uspona zanemarljive, to jest kada su

0vR i 0R . Za takve uslove maksimalna ubrzanja su:

Pogon prednjim toĉkovima

Uzimajući da je najveća vučna sila na prednjim točkovima (XI. 9) sledi

max

01

z T

T

G l h f GF a G f

l h g

→

max 2

m

s

z

T

g l f la

l h

(XI.31)

Pogon zadnjim toĉkovima

Iz obrasca XI.18 za najveću vučnu silu na zadnjim točkovima

max

02

p T

T

G l h f GF a G f

l h g

→

max 2

m

s

p

T

g l f la

l h

(XI.32)

Pogon na svim toĉkovima

Iz obrasca 6.20 za najveću vučnu silu kod pogona na svim točkovima, uz uslov

α = 0, sledi

max

04

GF G a G f

g → max

ga f

(XI.33)

Zaključak koji moţe da se izvuče potpuno odgovara zaključku datom u odeljku XI.3.

Naime, takoĎe proizilazi da je najveću brzinu moguće postići pogonom na svim točkovima i

da je maksimalno ubrzanje utoliko veća ukoliko je atheziona sila pogonskih točkova veća.

Za slučaj poreĎenja dva vozila, kod kojih su sile teţine na prednjim i zadnjim točkovima

jednake (teţište vozila na sredini), veću maksimalnu brzinu moţe da postigne vozilo kod koga

je visina teţišta viša, s obzirom da se tada postiţu veće athezione sile na zadnjim točkovima,

zbog većeg opterećenja zadnjih točkova i rasterećenja prednjih.

Isto tako, za slučaj jednog vozila kome je samo različit raspored pogona, veću brzinu

moţe da postigne vozilo sa pogonom na zadnju osovinu.

309

XI.5 SPREG VOZILA

Kako je već napred rečeno, pod skupom (spregom) vozila podrazumevaju se dva ili više

vozila koja su meĎusobno povezana. Na primer tegljač i poluprikolica ili vučno vozilo i

prikolica. Činjenica je da je sa aspekta ostvarenja maksimalno mogućih vučnih sila, povoljniji

slučaj kretanja vučnog vozila i poluprikolice s obzirom da poluprikolica delom svoje teţine

opterećuje tegljač i time povećava athezionu silu, dok se u slučaju vučenja prikolice atheziona

sila je jednaka samo onoj koju proizvodi vučno vozilo svojom teţinom.

Za osnovnu analizu uzimamo pretpostavku je da je poteznica prikolice na visini koja je

različita od visine teţišta, to jest hT ≠ hp. Kako će se kasnije pokazati, poteznica nikada ne bi

trebalo da bude na visini većoj od visine teţišta, s obzirom da tada, svojim dejstvom,

rasterećuje prednju osovinu, čime upravljivost vozila moţe da bude narušena. Najniţe

opterećenje prednje (upravljajuće osovine), upravo sa aspekta upravljivosti, propisuje

proizvoĎač.

Kada su u pitanju traktori i uopšte vozila predviĎena za vuču drugih, visina poteznice

uvek mora da bude na manjoj visini od teţišta.

Uzimajući u analizu maksimalne vrednosti prikolice, pretpostavka je da će se vučni voz

kretati malom brzinom, tako da se otpor vetra zanemaruje, odnosno ( 0vR ). Ravnoteţa svih

sila se postiţe kada je

0 sin cosf i p p

GF R R R R G G f a R

g (XI.34)

U daljoj analizi, uprošćenja radi, usvojiće se da je koeficijent obrtnih masa 1 .

Ukupan otpor prikolice je

sin cosp

p p p

GR G G f a

g (XI.35)

U analizu, radi lakšeg daljeg računanja, uvodi se koeficijent teţina „k“, koji se ima kao

odnos teţina prikolice i vučnog vozila

pGk

G → Gp= k G (XI.36)

te uvoĎenjem izraza „k“ i vrednosti otpora prikolice Rp, date jednačinom XI.35 u jednačinu

XI.34, sledi

0 1 sin 1 cos 1G

F G k G f k kg

(XI.37)

odnosno ukupna vučna sila i otpor prikolice bi mogli da se napišu kao

0 1 sin cosa

F G k fg

(XI.38)

sin cosp

aR G k f

g

(XI.39)

odnosno

0

1p

kF R

k

i

01

p

kR F

k

(XI.40)

Na osnovu slike VI.1 i pretpostavku da je 0vR , momentne jednačine za zadnju i prednju

osovinu bi bile

310

2 cos sin 0p T i T p pZ l G l G h R h R h (XI.41)

1 cos sin 0z T i T p pZ l G l G h R h R h (XI.42)

i uz malu transformaciju jednačine XI.34 na oblik 0 sinf p iF R R R G , sledi

0

1

cosz T f p p pG l h F R R R hZ

l

(XI.43)

0

2

cosp T f p p pG l h F R R R hZ

l

(XI.44)

Zamenom izraza za otpor prikolice Rp i uvoĎenjem koeficijenta teţine k u jednačine XI.43 i

XI.44 dobijaju se otpori tla kao

0

1

cos1

T p

z f T

h k hG l F R h

kZl

(XI.45)

0

2

cos1

T p

p f T

h k hG l F R h

kZl

(XI.46)

Kako je napred već rečeno, dinamičke reakcije tla na osovine vučnog vozila se menjaju

kada vozilo ima priključenu prikolicu u odnosu na jednačine kada je vozilo bez prikolice. Uz

to uticaj prikolice je utoliko manji ukoliko je visina poteznice hp niţa. Kako je već rečeno, ni

u kom slučaju se ne dozvoljava da visina poteznice bude viša od visine teţišta.

XI.6 MAKSIMALNA MASA PRIKLJUĈNOG VOZILA

Kada se govori o maksimalnoj masi priključnog vozila (prikolice) koja moţe da se

prikači na vučno vozilo, jasno je da se radi i o najteţim uslovima rada, odnosno da je vozilo

na usponu. U takvom slučaju pretpostavka je da se vozilo kreće malom brzinom ( 0vR ) i da

nema rezerve snage za kretanje sa ubrzanjem( 0iR ). Princip za dobijanje maksimalnih

vrednosti je da najveća atheziona sila bude onolika koliko iznosi zbir svih otpora kretanju, to

jest max

0F Z R .

UvoĎenje jednačine XI.37 u prethodni izraz, sledi:

XI.6.1 Pogon na prednjoj osovini

max

01

cos sin cos sin1 cos sin z T

p p

l h fF G k f G G h

l l

(XI.47)

Deljenjem prethodne jednačine sa cosG i mnoţenjem sa meĎuosovinskim

odstojanjem l, dobija se koeficijent teţine „k“ u opštem obliku

311

z T

p

l h tg l f tgk

l h f tg

(XI.48)

Za sluĉaj horizontalnog puta, kada je α = 0, koeficijent teţine iznosi

z

p

l f lk

f l h

odnosno najveća masa prikolice

z

p

p

l f lG G

f l h

(XI.50)

XI.6.2 Pogon na zadnjoj osovini

max

02

cos sin cos sin1 cos sin

p T

p p

l h fF G k f G G h

l l

koeficijent teţine iznosi

p T

p

l h tg l f tgk

l h f tg

(XI.51)

odnosno za sluĉaj horizontalnog puta

p

p

l f lk

f l h

odnosno najveća masa prikolice

p

p

p

l f lG G

f l h

(XI.52)

VI.6.3 Pogon na svim toĉkovima

max

4 1 cos sin cosoF G k f G (XI.53)

koeficijent teţine iznosi cos

1cos sin

kf

(XI.54)

Za sluĉaj horizontalnog puta

fk

f

odnosno najveća masa prikolice p

fG G

f

(XI.55)

Iz navedene jednačine se vidi, da za realni slučaj kretanja po kvalitetnom asfaltu, vučno

vozilo bi moglo praktično da vuče prikolicu mase višestruko veće od mase samog vučnog

vozila. Otuda sledi i ekonomska opravdanost transporta kamionima sa prikolicama odnosno

poluprikolicama.

312

XII. STABILNOST VOZILA

Pod stabilnošću vozila, u suštini se podrazumeva njegova sposobnost da se kreće

zadrţavajući svoj smer kretanja bez obzira na dejstvo spoljnih sila. U tom smislu moţe da se

govori o stabilnosti sa aspekta:

- prevrtanja

- proklizavanja (poprečna)

- dejstva centrifugalne sile pri voţnji u krivini

- uticaja sile bočnog vetra

XII.1 Poduţna stabilnost

Pod poduţnom stabilnošću podrazumeva se sposobnost kretanja vozila bez

proklizavanja i klizanja na usponu kao i prevrtanja oko prednje ili zadnje osovine.

XII.1.1 Prevrtanje oko zadnje osovine

Ovakav slučaj prevrtanja savremenih drumskih vozila je više teorijskog karaktera, s

obzirom da su uslovi, koje treba da ispuni vozilo da se ne bi prevrnulo oko zadnje osovine,

skoro uvek zadovoljeni, kako će se kasnije videti.

Teorijski gledano, prevrtanje oko zadnje osovine će nastupiti kada se ispuni uslov

da se prednja osovina potpuno rastereti, odnosno da je

1 0Z (XII.1)

Iz jednačine ravnoteţe sila za tačku oslonca zadnje osovine ima se:

1 cos sin 0z T i T v v p pZ l G l G h R h R h R h (XII.2)

odnosno, da bi se vozilo prevrnulo oko zadnje osovine

cos sin 0z T i T v v p pG l G h R h R h R h (XII.3)

Slika XII.1-1 Spoljne i dinamičke sile na vozilo pri kretanju na uzbrdici

313

S obzirom da u praktičnim uslovima pri kretanju na usponu, na kome moţe da doĎe do

prevrtanja, nema ubrzanja i da je brzina kretanja vrlo mala, jednačina (XII.3) se

pojednostavljuje uzimajući da je Ri = Rv= 0, te se ima

cos sin 0z T p pG l G h R h (XII.4)

Uzimajući da je otpor prikolice samo sinpR G , uz zanemarivanje otpora kotrljanja

prikolice Rf , koji je na maksimalnim usponima zanemarljivo mali u odnosu na otpor uspona,

dobija se maksimalan (kritičan) uspon, koji vozilo sa prikolicom moţe da savlada na granici

prevrtanja

z

p

T p

ltg

Gh h

G

(XII.5)

Za slučaj kretanja “solo” vozila (bez prikolice) ima se

z

T

ltg

h odnosno z

T

lh

tg (XII.6)

S obzirom da je tg α čak i za uspone od 100% (α = 450) jednako 1, prevrtanje oko zadnje

osovine bi nastupilo za slučaj da visina teţišta bude viša ili bar jednaka rastojanju teţišta do

zadnje osovine, što je kod vozila praktično nemoguće.

Kako je čak i kod putničkih terenskih vozila skoro uvek hT < lz, sledi da praktično na

drumovima, za savremena vozila, ne moţe da doĎe do prevrtanja oko zadnje osovine.

MeĎutim, u praksi je zabeleţeno dosta primera prevrtanja traktora oko zadnje osovine u

više različitih prilika. Uzrok ovim nesrećama, najčešće tragičnim, je uvek isti – poteznica

prikolice ili vučnog uţeta bila je priključena na traktor nestručno i obično samostalno od

strane rukovaoca, na visini većoj od visine teţišta ili čak visine ose zadnje osovine od tla.

Naime, prilikom izvlačenja balvana ili čupanja panjeva, neuki ljudi priključe uţe dosta

visoko, tako da najčešće već na samom polasku ili pri trzaju traktora, doĎe do prevrtanja

unazad, pogotovu kada se to čini traktorima sa malim meĎuosovinskim rastojanjem, koji su

obično male mase. Nije redak slučaj u selima, da se čak improvizovane poteznice traktora

nestručno priključuju radi vuče prikolice ili tereta. S obzirom da je najčešći slučaj vuče

prikolice koja je lakša od traktora i obično na manjim usponima, do prevrtanja nije dolazilo.

MeĎutim, kada ljudi “ohrabreni” svojom laţnom umešnošću, pri prevozu teških tereta na

šumskim putevima ili stazama, kačenje prikolice za traktor učine na poteznicu, priključenu za

traktor na visokom mestu, nesreća je tada obično neminovna.

Drugim rečima rečeno, da do prevrtanja oko zadnje osovine ne bi došlo, poteznica na

vučno vozilo uvek treba da bude priključena na visinu koja je ispod visine teţišta.

p Th h (XII.7)

Za traktore ta visina treba da bude najviše do visine glavčina zadnjih točkova.

314

XII.1.1.1 SavlaĊivanje maksimalnog uspona sa aspekta proklizavanja vozila

Kretanjem vozila na usponu, u slučajevima smanjenog koeficijenta prianjanja izmeĎu

točkova i kolovoza, moţe da nastupi proklizavanja, kada maksimalne vučne sile na

pogonskim točkovima budu veće od athezione sile izmeĎu pogonskih točkova i tla, to jest da

je 0sinG F . U takvim slučajevima dolazi do obrtanja pogonskih točkova u mestu.

U ekstremnim uslovima moţe da nastupi slučaj čistog klizanja na uzbrdici, kada je veća

sila otpora uspona od athezione sile na točkovima, odnosno kada je sin cosG G . U

tim uslovima vozilo počinje da kliza unazad, dakle pre prevrtanja, s obzirom da je u tački

XII.1.1 konstatovano, da je prevrtanje oko zadnje osovine praktično nemoguće.

Slučajevi proklizavanja točkova mogu da se posmatraju sa aspekta rasporeda pogonskih

točkova.

1) Pogon zadnjim toĉkovima

Da bi došlo do klizanja vozila niz brdo, treba da bude zadovoljen uslov, da su otpori

kretanju veći od athezione sile, odnosno

02 2 sinpF Z G G (XII.8)

uz realne uslove, da se vozilo uz uspon kreće malom brzinom, da nema ubrzanja i da

praktično nema otpora vetra, to jest da je Ri =Rv = 0.

Uzimajući da je reakcija tla jednaka sili koja pada na točkove, za zadnje pogonske

točkove Z2 = G2, iz jednačina (XI.18 i XII.8) sledi da se je

cos

sinp T p T p

p

T

G l f h R h hG G

l h

(XII.9)

S obzirom da je sila otpora prikolice jednaka Rp = Gp sin α i zanemarujući koeficijent otpora

kotrljanju “f” kao mali u odnosu na ostale članove, sledi da je ugao uspona “αk”, kada

nastupa klizanje

p

k

T p

ltg

l h l h k

(XII.10)

Da bi proklizavanje točkova ili klizanje vozila niz brdo nastupilo pre prevrtanja oko zadnje

osovine, treba, dakle da bude ispunjen uslov

p z

T pT p

l l

h k hl h l h k

(XII.11)

Posle sreĎivanja gornje nejednačine, uzimajući da je T ph h , dobija se da bi koeficijent

prianjanja trebalo da je

1

1

z z

T T

l k l

h k h

(XII.12)

što je svakako skoro uvek ispunjeno, s obzirom da je skoro uvek lz > hT, a tim pre kada je

hT > hp , što je kod pravilno postavljenih poteznica takoĎe uvek ispunjeno.

Drugim rečima, maksimalni uspon je uvek ograničen proklizavanjem

pogonskih točkova i nikada ne moţe da doĎe do prevrtanja oko zadnje osovine.

315

2. Pogon prednjim toĉkovima

Već je pokazano u poglavlju XI. da se na usponu smanjuje normalna reakcija tla na

prednjim točkovima, usled čega je i atheziona sila na njima uvek manja, što znači da će prvo

nastupiti proklizavanje prednjih (pogonskih) točkova. Drugim rečima i u ovom slučaju

maksimalan uspon je ograničen proklizavanjem točkova.

3. Pogon na svim toĉkovima

Slično prethodnim analizama, sledi da će proklizavanje točkova nastupiti kada je

atheziona sila točkovi - tlo manja od sila otpora, odnosno kada je

sin cospG G G (XII.13)

odnosno proklizavanje će da nastupi na usponu od

1ktg

k

(XII.14)

te se stoga i smatra graničnim usponom.

Proklizavanje će da nastupi pre prevrtanja, kada je

1

z

T p

l

k h k h

za slučaj da je T ph h z

T

l

h (XII.15)

što je, kako je već zaključeno, skoro uvek ispunjeno, s obzirom da je skoro uvek lz > hT, tim

pre, kada je hT > hp , što je kod pravilno postavljenih poteznica takoĎe uvek ispunjeno.

Sledi konačan zaključak da će kod “solo” vozila i vučnih vozova, maksimalni

uspon uvek da bude ograničen proklizavanjem pogonskih točkova i nikada ne moţe da

doĎe do prevrtanja oko zadnje osovine.

XII.1.2 Stabilnost vozila sa aspekta upravljivosti

Kako se iz iznetih analiza zaključuje, sa aspekta poduţne stabilnosti, moţe da se govori

samo o graničnim slučajevim uspona, kada dolazi do proklizavanja vozila. Drugim rečima, u

principu, kod svih vozila maksimalni uspon je uvek ograničen proklizavanjem pogonskih

točkova i nikada ne moţe da doĎe do prevrtanja oko zadnje osovine.

MeĎutim u specijalnom slučaju opterećenja vozila dugačkim teretom (recimo balvani),

kada je teret duţi od duţine platforme kamiona, nastupa slučaj da se teţište pribliţava zadnjoj

osovini a prednja – upravljajuća osovina se rasterećuje, ponekada i više od minimalno

dozvoljenog opterećenja. U takvim slučajevima maksimalni uspon je ograničen upravljivošću

vozila.

Drugi kritični slučaj, koji moţe da nastupi, odnosi se na vozila sa visokim teţištem i

velikom čeonom površinom vozila, kada se kreću velikim brzinama na ravnom i

horizontalnom putu. Ovakav slučaj nestabilnosti prouzrokovan je dejstvom sile vetra na čeonu

površinu, usled koga se prednja osovina rasterećuje.

Za granični slučaj, pretpostavka je da vozilo više nema snage za veća ubrzanja (a = 0),

uspon je takoĎe α = 0 i pretpostavka je da je otpor kotrljanju zanemarljiv f = 0, u odnosu na

ostale otpore, pogotovu otpora vetru.

Jasno je da sila vetra dejstvuje u metacentru čeone površine “hv”.

316

Teorijska nestabilnost vozila u ovakvim uslovima nastupa kada je reakcija tla na prednju

osovinu bliska nuli ( 1 0Z ), mada za praktične slučajeve nemogućnost dobrog upravljanja

vozilom se oseti znatno ranije. Za takav slučaj sledi

2

1 013

zv

l K A vZ G h

l

→ max 3,6 z

v

G lv

K A h l

[km/h] (XII.16)

Sledi i zaključak, da što je veća visina metacentra čeone površine i teţište bliţe zadnjoj

osovini, to je vozilo nestabilnije sa aspekta upravljivosti. Upravo ovome je razlog da su vozila

namenjena rekordnim brzinama (na primer formula 1) opremljena spojlerima iznad prednje

osovine, kojima je cilj da poveća prionljivost iste za tlo, a čeona površina mala i specijalno

oblikovana, kako bi proizvod vK A h bio što manji.

XII.1.3 Prevrtanje vozila oko prednje osovine

Razmatranje ovakvog slučaja nestabilnosti vozila ima smisla samo u slučaju da se

vozilo kreće nizbrdicom i da je vozač iz nekih razloga primoran da intenzivno koči. U takvim

slučajevima sila inercije, zbog menjanja smera, rasterećuje zadnju osovinu a opterećuje

prednju.

Slika XII.1-2 Spoljne i dinamičke sile na vozilo pri kretanju na nizbrdici

Postavljanjem momentne jednačine za tačku oslonca prednje osovine A, sledi:

2 sin cos 0i T T pZ l R h G h G l (XII.17)

Uslov za potpuno rasterećenje zadnje osovine, kada moţe da doĎe do prevrtanja oko

prednje osovine nastupa kada je:

2 cos sin 0p i T TZ l G l R h G h (XII.18)

317

odnosno

cos sinp T i TG l h R G h (XII.19)

Iz uslova ravnoteţe horizonatalnih sila sink iF R G i smenom u (XII.19) sledi

cosp T kG l h F

odnosno maksimalni ugao, kada dolazi do prevrtanja je

maxcos cosT kp

p

h F

G l

(XII.20)

Ukupna vrednost kočne sile iznosi onoliko kolika je atheziona sila u takvom slučaju,

odnosno

1 2 1 2k k kF F F Z Z to jest coskF G (XII.21)

odnosno maksimalni ugao, kada dolazi do klizanja je maxcos coskk

F

G

(XII.22)

Do prevrtanja će doći pre pojave klizanja kada je cos cosp k , pri čemu su αp =

αmax (kada dolazi do prevrtanja) i αk = αmax kada dolazi do proklizavanja.

Vrednosti uglova αk i αp definisane su nejednačinama (7.21) i (7.22), te je

k k T

p

F F h

G G l

odnosno

1 T

p

h

l →

p

T

l

h (XII.23)

Kako je uslov iz prethodne jednačine najčešće zadovoljen kod vozila, s obzirom da je lp

> hT, a takoĎe ni koeficijent trenja (prianjanja) nikada ne moţe da bude 1, praktično

prevrtanje oko prednje osovine ima samo teorijski karakter.

XII.2 Popreĉna stabilnost vozila

U slučaju poprečne (bočne) stabilnosti, moţe da se govori o prevrtanju preko točkova

leve ili desne strane ili proklizavanju vozila u stranu.

Kada se govori o poprečnoj stabilnosti vozila, u suštini se radi o stabilnosti sa aspekta

kretanja u dva slučaja:

- kretanje vozila na putu sa poprečnim nagibom

- kretanje vozila na ravnom horizontalnom putu u krivini

I u jednom i u drugom slučaju vozilo moţe da bude nestabilno sa aspekta poprečnog

proklizavanja ili bočnog (poprečnog) prevrtanja.

318

XII.2.1 Kretanje vozila na putu sa popreĉnim nagibom

U ovom slučaju sila koja izaziva nestabilnost vozila sa aspekta prevrtanja ili

proklizavanja niz stranu, jednaka je komponenti teţine sinG sa slike XII.2-1.

Slika XII.2-1 Sile na poprečno nagnuto vozilo

1. Prevrtanje vozila na putu sa popreĉnim nagibom

Iz uslova ravnoteţe momenata za desnu stranu vozila prema slici VII.3 sledi:

' 2 sin cos 0TZ s G h G s (XII.24)

Prevrtanje vozila prema slici VII.3 nastupa kada se levi točkovi potpuno rasterete,

odnosno kada je reakcija tla na leve točkove jednaka nuli (Z1 = 0), to jest kada je

cos sin ' 2 0TG s G h Z s → p

T

stg

h (XII.25)

Iz navedene jednačine sledi da su stabilnija šira vozila od onih kod kojih je

„trag točkova“ uzak. Isto tako sledi i činjenica, da prevrtanje ne bi nastupilo ni pod bočnim

nagibom od 450 (tg βp = 1), neophodno je da visina teţišta bude manja od polovine „traga“

točkova.

2. Proklizavanje vozila na putu sa popreĉnim nagibom

Da bi klizanje moglo da nastupi, potrebno je da sila athezije izmeĎu tla i bočnih

točkova bude manja od komponente sile teţine sinG , odnosno kada je

max

sin ' "G Y Y (XII.26)

Drugim rečima kada je

ktg (XII.27)

odnosno, da bi proklizavanje nastupilo pre prevrtanja, trebalo bi da je zadovoljen uslov da je

to jest p k

T

stg tg

h (XII.28)

319

Praktična ispitivanja su pokazala da se pogonski i gonjeni točkovi vozila nalaze u

različitim uslovima. Kod teretnih vozila uvek je zadnja osovina pogonska, osim kod

svetočkaša, te stoga točkovi pogonske osovine uvek prethodno pre proklizaju od prednje

(gonjene) osovine. Ovo stoga što pogonski točkovi već koriste jedan deo athezione sile kao

tangencijalnu reakciju tla, te je ostatak, koji bi se suprotstavio sili koja vuče vozilo niz stranu,

znatno manji.

XII.2.2 Kretanje vozila na ravnom horizontalnom putu u krivini

Prilikom kretanja vozila na ravnom putu, u krivini, javlja se centrifugalna sila „Fc“,

koja svojom komponentom Yc, sa dejstvom iz teţišta vozila, ima tendenciju da rasterećuje

točkove koji su na unutrašnjoj strani krivine, odnosno za istu vrednost opterećuje „spoljne“

točkove. I u ovakvom slučaju moţe da se govori o nestabilnosti vozila sa aspekta prevrtanja i

sa aspekta proklizavanja u krivini.

XII.2.2.1 Prevrtanje vozila na ravnom horizontalnom putu u krivini

Veličina centrifugalne sile srazmerna je masi vozila i kvadratu brzine, a obrnuto

proporcionalna poluprečniku krivine, dakle

2

c

G vF

g R

(XII.29)

Slika XII.2-2 Dejstvo statičkih i dinamičkih sila na vozilo u krivini

Iz jednačine momenata za leve točkove sledi

" 2 sin sin cos cos 0T c c TZ s G h F s F h G s (XII.30)

Za slučaj prevrtanja potrebno je da „unutrašnji“ točkovi budu potpuno rasterećeni, to jest da je

" 0Z , te unošenjem vrednosti za centrifugalnu silu jednačina XII.30 dobija oblik

320

2 2

sin sin cos cos 0T T

v vg h s h g s

R R (XII.31)

odnosno deljenjem jednačine sa cos β sledi

22

0TT

v hv sg h tg tg g s

R R

(XII.32)

U konačnom obliku sledi oblik jednačine XII.32 za slučaj prevrtanja vozila kod kolovoza sa

nagibom 2

T

T

s h tgvg

R h s tg

(XII.33)

Drugim rečima, sa povećanjem ugla nagiba kolovoza, povećava se i brzina stabilnog

kretanja vozila.

Da ni pri kojoj brzini kretanja ne bi došlo do prevrtanja, potrebno je da izraz XII.33

bude beskonačan, odnosno da je 0Th s tg , to jest da ugao bočnog nagiba kolovoza bude

Thtg

s (XII.34)

U slučaju kolovoza bez nagiba (β = 0), da ne bi došlo do prevrtanja, potrebno je da

brzina bude manja od 2

T

v s g

R h

→ p

T

g s Rv

h

(XII.35)

XII.2.2.2 Proklizavanje vozila na ravnom horizontalnom putu u krivini

Iz gornje analize jasno proizilazi i zaključak da sa je proklizavanje na ravnom

horizontalnom kolovozu kritičniji slučaj od slučaja kada je kolovoz sa nagibom. Da bi došlo

do proklizavanja točkova, potrebno je da zbir horizontalnih reakcija tla

2

' " cos sinG v

Y Y Gg R

(XII.36)

bude veći od athezione sile na kolovoz,

2

' " cos sinG v

Z Z Z Gg R

(XII.37)

to jest ' "Y Y Z , odnosno

2 2

cos sin cos sinG v G v

G Gg R g R

(XII.38)

Drugim rečima, bočno proklizavanje će da nastupi kada je

321

2

1

g tgv

R tg

→

1

k

g R tgv

tg

(XII.39)

Na horizontalnom putu (β = 0), klizanje nastaje već kada je

kv g R (XII.40)

PoreĎenjem izraza XII.35 (kritična brzina pri prevrtanju) i XII.40 (kritična brzina pri

proklizavanju) moţe da se izvede zaključak da li će prevrtanje na kolovozu bez nagiba da

nastupi pre proklizavanja ili obrnuto. U svakom slučaju manja brzina kretanja smatra se

kritičnom.

XII.3 Stabilnost vozila na boĉni vetar

Kada se govori o stabilnosti vozila na bočni vetar, misli se pre svega na laka, putnička

vozila. Naime činjenica je da poduţni oblik vozila i veličina bočne površine ima bitan uticaj

na sposobnost vozila da zadrţi pravac kretanja pod uticajem bočnog vetra Rbw.

Slika XII.3-1. Shema sila pri dejstvu bočnog vetra na vozilo

kada je metacentar bočne površine ispred teţišta

Već je rečeno da sila vetra (čeonog - Rv i bočnog - Rbw) dejstvuju u metacentrima

svojih površina “M”, čiji je poloţaj definisan isključivo oblikom površine na koju vetar

dejstvuje, tako da moţe da bude iznad ili ispod teţišta “T” (pri čeonom vetru) i ispred

odnosno iza teţišta, pri dejstvu bočnog vetra.

Dejstvo bočne sile Rbw na vozilo uslovljava njegovo skretanje sa pravca i to tako, da

kada je metacentar bočne površine ispred teţišta vozila (kao na slici XII.3-1), isto počinje

skretanje u pravcu dejstva vetra. Ovo skretanje prouzrokuje centrifugalnu silu Fc, koja

dejstvuje u teţištu vozila i pri tom, sa silom vetra, obrazuje moment, koji još više uvećava

tendenciju skretanja sa pravca.

Nasuprot napred rečenom, kada je metacentar bočne površine iza teţišta vozila (slika

XII.3-2), dejstvom bočnog vetra '

bwR , vozilo počinje skretanje suprotno od smera dejstva vetra.

322

U ovom slučaju centrifugalna sila '

cF , koja je izazvana skretanjem i sila bočnog

vetra '

bwR , dejstvuju u istom smeru, stvarajući zbir sila, koji sada teţi da smanji skretanje

vozila sa smera kretanja.

Slika XII.3-2. Shema sila pri dejstvu bočnog vetra na vozilo

kada je metacentar bočne površine iza teţišta

Iz navedenog sledi i zaključak, da manju tendenciju skretanja sa pravca pod dejstvom

bočnog vetra imaju vozila čija je bočna površina iza teţišta veća od površine ispred, odnosno

kada je poloţaj teţišta bliţi prednjoj osovini nego zadnjoj. S tim u vezi, vozila sa karoserijom

tipa “karavan” su stabilnija na dejstvo bočnog vetra od odgovarajućih njima sličnih tipova kao

na primer vozila oblika “limuzina”.

323

XIII. UPRAVLJANJE VOZILOM I UPRAVLJAĈKI MEHANIZAM

Način zakretanja automobila pri kretanju na ravnom i tvrdom kolovozu moţe da se

objasni analizom sila koje dejstvuju na upravljački točak, koji pri tome nije i pogonski.

Prilikom zakretanja (slika XIII.1) na točak dejstvuje gurajuća sila F, koja moţe da se razloţi u

dve komponente - sila X, koja dejstvuje u ravni točka i druga, sila Y, koja dejstvuje u pravcu

ose točka. Jasno je da će točak krenuti onim smerom u kome je manji otpor kretanju.

Da bi točak krenuo u smeru dejstva sile Y, potrebno je da savlada silu otpora u tom

pravcu, a to je sila trenja tF G

Slika XIII.1 Shema sila koje dejstvuju na točak prilikom zakretanja

Pri kretanju točka u pravcu sile X, potrebno je da savlada silu otpora kotrljanju točka,

koja je jednaka f tR G f

pri čemu su:

Gt [N] - deo teţine automobila kaja pada na taj točak,

μ [-] - koeficijent trenja točka po kolovozu

f [-] - koeficijent kotrljanja točka po kolovozu

Kako je na tvrdom i ravnom kolovozu koeficijent kotrljanja točka ( f ) za oko 40 do 50

puta manji od koeficijenta klizanja (trenja) točka ( μ), odnosno f << μ, jasno je da će se točak

kotrljati vučen silom X u tom smeru. Time se objašnjava zbog čega je pri kretanju vozila po

ledu ili blatu, često kretanje vozila u smeru preĎašnjeg kretanja - po inerciji, a ne u ţeljenom,

koje vozač zadaje zakretanjem točka.

XIII.1 Zaokretanje automobila

Osnovni kinematski zahtev koji se postavlja pred upravljački mehanizam drumskih

vozila je ostvarenje potpunog kotrljanja točkova u krivini, bez proklizavanja ni jednog točka.

Ovakav zahtev se ostvaruje samo ukoliko se centar okretanja svih točkova nalaze u jednoj

tački - "centru zakretanja", odnosno ukoliko se "produţene ose" svih točkova seku u jednoj

tački (tačka O na slikama XIII.1-1 do XIII.1-4).

324

Zavisno od vrste vozila, ovaj uslov moţe da se ostvari na više načina:

a) zakretanje tricikla b) zakretanje vozila unutrašnjeg

transporta*

Slika. XIII.1-1 Načini zaokretanja tricikla i vozila unutrašnjeg

transporta

Napomena: vozila unutrašnjeg transporta se u principu kreću malom

brzinom, te je moguće istovremeno zakretanje prednjih i zadnjih

točkova radi ostvarivanja malog radijusa zakretanja.

a) Samohodna i priključna vozila b) Priključna vozila malim brzinama

kretanja

Slika. XIII.1-2 Načini zaokretanja drumskih vozila

Sheme zakretanja date na slici XIII.1-2a, odnose se na drumska dvoosovinska vozila

normalnih i visokih brzina kretanja, dok shema XIII.1-2b prikazuje zakretanje cele osovine,

koji se primenjuje u principu za priključna vozila sa relativno malim brzinama kretanja.

Na slici XIII.1-3 prikazani su načini zakretanja vozila malih brzinom kretanja,

namenjena unutrašnjem transportu ili za radne mašine, kojima je potreban mali radijus

okretanja.

Zakretanje vozila "prelamanjem", kako je prikazano na slici XIII.1-3 najčešće se koristi

kod teških vozila, koja imaju malu brzinu kretanja, kao na primer kod radnih mašina, šumskih

traktora i slično.

325

Zakretanje „prelamanjem“ vozila Zakretanjem svih točkova

Slika XIII.1-3 Načini zaokretanja vozila unutrašnjeg transporta

Sheme zakretanja date na slici XIII.1-4a, odnose se na drumsko troosovinsko vozilo sa

jednom upravljajućom osovinom, dok je na slici XIII.1-4b prikazan upravljajući mehanizam

drumskog troosovinskog vozila sa dve upravljajuće osovine.

Slika. VIII.1-4 Načini zaokretanja drumskih višeosovinskih vozila

Slika. XIII.1-5 Zaokretanje troosovinskog vozila sa pratećom osovinom

326

Kako bi se smanjilo klizanje zadnjih točkova, kod zakretanja troosovinskih vozila sa

jednom upravljajućom osovinom, često se primenjuje takozvana prateća ili često nazivana

“slobodna” osovina, koja se istovremeno zakreće sa upravljajućom osovinom, kako je

prikazano na slici XIII.1-5. Ova osovina moţe da bude potpuno slobodna ili da je voĎena

posebnim mehanizmom.

XIII.2 Trapez upravljaĉkog mehanizma

Da bi upravljački točkovi vozila mogli da se zakreću sa potpunim kotrljanjem istih,

neophodno je da se pri zakretanju produţene ose točkova seku u jednoj tački (na slici XIII.1-6

to je tačka „O“), što znači da upravljački mehanizam mora da zadovolji posebne zahteve

definisane jednačinom XIII.1, što predstavlja osnovnu zavisnost zakretanja točkova vozila sa

jednom upravljajućom osovinom (sl. XIII.1-6).

AC BC

ctg ctgCO CO

s obzirom da je AC - BC = e a CO = l

sledi da je AC BC e

ctg ctg constCO l

(XIII.1)

Slika. XIII.1-6. Shema zaokretanja drumskog dvoosovinskog vozila

Slika XIII.1-7. Upravljanje prednjim točkovima

327

Za slučaj vozila sa upravljajuća sva četiri točka (upravljajuća prednja i zadnja osovina),

prikazanog na slici XIII.1-8, sličnom analizom dolazi se do zavisnosti

2 e

ctg ctg constl

(XIII.1a)

Slika XIII.1-8 Shema zakretanja kod upravljanja svim točkovima

Za drumsko vozilo sa dve upravljajuće prednje osovine (sl. XIII.1-9) meĎusobna

zavisnost uglova zakretanja točkova po osovinama se nalazi i iz jednakosti

1 1 2 2 i e e

ctg ctg ctg ctgl p

(XIII.2)

gde su članovi " p" i "l" odstojanja upravljajućih osovina od krute zadnje osovine, a član "e"

predstavlja meĎusobno odstojanje osa osovinica rukavca na obema upravljajućim osovinama.

Slika XIII.1-9. Zaokretanje troosovinskog vozila sa

dve prednje upravljajuće osovine

328

Korelacija parametara meĎu upravljajućim osovinama ima se iz izraza

2 1

2 1

p ctg l ctg

p ctg l ctg

(XIII.3)

Iz druge jednačine sistema jednačina XIII.2 sledi

2 2 2 2 e

ctg ctg p ctg p ctg ep

te zamenom člana 2 1p ctg l ctg iz prve jednačine sistema (XIII.3) u prethodnu

jednačinu, sledi meĎusobna zavisnost izmeĎu uglova 1 i 2

2 1

p ectg ctg const

l l (XIII.4)

Teška teretna vozila sa četiri osovine od kojih su dve prednje upravljajuće, centar

zaokretanja se nalazi u preseku zamišljenih produţetaka rukavaca upravljajućih točkova i

sredine rastojanja izmeĎu zadnjih osovina. Način izračunavanja zavisnosti zakretanja je

identičan kao kod prikazanog primera troosovinskog vozila. Kod vozila sa pratećom

osovinom (slika XIII.1-5) centar zaokretanja se nalazi u preseku zamišljenih produţetaka

rukavaca prednjih upravljajućih točkova i srednje osovine, stoga što prateća osovina “sama”

sledi krug okretanja krećući se putem sa najmanjim otporom kretanja, dakle bez klizanja.

Ovakve zavisnosti, sa potpunom tačnošću, mogu da ostvare kinematski mehanizmi sa

najmanje 16 zglobova, što bi sa konstrukcijskog aspekta izazvalo bespotrebne teškoće. Naime

i mehanizam sa svega 4 zgloba daje rezultate sa zadovoljavajućom tačnošću, te se oni i

najčešće koriste, kako je prikazano na slici XIII.1-10 a i b.

Slika XIII.1-10. Trapez upravljača

a) Trapez iza osovine b) Trapez ispred osovine

329

Ovakav upravljajući mehanizam zove se "trapez upravljanja" i izvodi se sa

sponom ispred (slika XIII.1-10 a) ili iza osovine (slika XIII.1-10 b). U principu bolju

zaštićenost od mehaničkih povreda imaju mehanizmi postavljeni „iza osovine“.

Slika XIII.1-11 Poloţaj elemenata trapeza upravljača u krivini i na pravcu

Kod vozila sa više zadnjih osovina, kako bi se sprečilo klizanje točkova i bespotrebno

habanje pneumatika zadnjih osovina pri voţnji u krivini ili zaokretanju vozila zbog

“izmeštenosti” centra zaokretanja, zadnji točkovi se postavljaju na što je moguće manjem

osovinskom odstojanju. Kako je već rečeno, kod pojedinih vrsta vozila, na primer

troosovinskog autobusa ili teretnih vozila, poslednja osovina se postavlja kao “prateća”, češće

nazvana „slobodna“ osovina, čiji se točkovi zakreću slobodno, shodno uslovima puta i

poluprečniku zaokretanja vozila (slika XIII.1-5). U slučajevima kada je takvo kretanje

nepotrebno ili opasano, na primer pri voţnji unazad, zakretanje oko vertikalne ose točkova

moţe da se blokira posebnim ureĎajem.

Slika XIII.1-12 Zaokretanje točkova četvoroosovinskog vozila

sa dve prednje upravljajuće osovine

330

XIII.3 Elementi stabilnosti upravljajućih toĉkova

Pored osnovne funkcije - zakretanje vozila, upravljajući točkovi moraju da poseduju

sposobnost da se pri kretanju vozila odrţavaju u neutralnom poloţaju, odnosno da zakrenuti

točkovi (namerno ili slučajno) imaju teţnju vraćanja u neutralni poloţaj. Ovakva sposobnost

naziva se stabilnošću upravljajućih točkova.

Slika XIII.3-1. Uglovi stabilizacije prednjih upravljajućih točkova

Naime, da ne postoji ovakva sposobnost točkova da odrţava neutralan poloţaj, zbog

postojanja zazora u sistemu, točkovi bi teţili da zauzmu neki proizvoljan pravac, shodno uslovima

puta. Ovakav način bi zahtevao od vozača stalnu korekciju putanje kretanja, što ni u kom slučaju ne

bi doprinosilo lakoći upravljanja i stvaralo bi veliku psihičku napetost vozača. Isto tako, po izlasku

iz krivine, vozač ne bi mogao da odmah vrati točkove u neutralan poloţaj zbog nedostatka

orjentacije u tom trenutku. Sistem stabilizacije točkova upravo omogućava takoĎe da se točkovi, po

automatizmu, vrate u neutralan poloţaj.

Da bi upravljajući točkovi imali ovu funkciju stabilizacije, točkovi i osovinica rukavca se

postavljaju, pod posebno definisanim uglovima oko osovine oko koje se zakreću. Naime,

stabilizacija točkova se obezbeĎuje postavljanjem osovinice rukavaca pod izvesnim uglovima u

odnosu na vertikalnu osu. Ovi uglovi su, shodno slici XIII.3-1, u poprečnoj ravni ugao "" i

poduţnoj ravni (ugao "γ").

Popreĉni nagib osovinice “β”, u stručnoj literaturi još se naziva ugao podupiranja toĉka

(kao bukvalni prevod nemačke reči “spreizung”) i ima dvostruku funkciju:

1) da bi se obezbedilo da prodor osovinice kroz podlogu ne pada suviše daleko od “centra

otiska” točka (kao kada bi osovinica bila postavljena vertikalno), već nešto van njega, obezbeĎujući

na taj način izvesno odstojanje “a” - tako zvani “poluprečnik skretanja točka”. Ovo je neophodno

kako bi elementi upravljačkog sistema (zglobovi i spone) stalno bili pod naponom, u stanju istezanja

spona, anulirajući na taj način uticaj zazora koji mora da postoji u sistemu. Isto tako, ovo odstojanje

nesme da bude ni previše veliko, kako ne bi izazvalo bespotrebno habanje pneumatika zbog klizanja

pri zaokretanju.

Za vreme kotrljanja, upravljajući točkovi su opterećeni silama otpora kotrljanju, koje

dejstvujući na rastojanju “a” (slika XIII.3-1), stvaraju momente na točkovima (proizvod sile otpora

kotrljanja i poluprečnika kotrljanja), koji teţe da obrnu točakove oko osovinica rukavca. Njihov

uticaj se na upravljaču ne oseća, s obzirom da su momenti na levom i desnom točku jednaki, ali

suprotnih smerova. Kako momenti ne bi bili previše veliki, rastojanje “a” treba da bude minimalno,

331

usled čega se navedeni ugao “β” konstruktivno obezbeĎuje. Njegova veličina, kod upotrebe

dijagonalnih pneumatika, ne prelazi vrednost od 50.

2) Druga funkcija ugla poprečnog nagiba osovinice “β” je odrţavanje neutralnog

poloţaja točka. Prilikom zaokretanja točka iz neutralnog poloţaja oko osovinice koja je pod

poprečnim nagibom, podiţe se točak vozila koji se nalazi na unutrašnjoj strani krivine, dok se

točak na spoljnoj strani krivine malo spušta (kao da točak ponire u podlogu), što je

uzrokovano pomeranjem tačke kontakta točka sa putnom u ravni "b-b", upravno na osu

osovinice rukavca (slika XIII.3-1). Ovakvo neravnomerno podizanje vozila je izazvano

krutošću podloge, koja da je meka, omogućila bi da točak na spoljnoj strani krivine "udubi"

podlogu. Na taj način i teţište vozila se izdiţe, stvarajući labilan poloţaj, usled čega ima

stalnu tendenciju vraćanja u “niţi” – stabilan poloţaj.

Slika XIII.3-2. Poloţaj osovinice točka kod pozitivnog

i negativnog poluprečnika skretanja

Zavisno do toga da li osovinica ima prodor unutar točkova ili u spoljnu sredinu,

razlikuje se "pozitivan" i "negativan" poluprečnik skretanja (slike XIII.3-2 i XIII.3-3).

Negativan poluprečnik (prodor osovinice u spoljašnju sredinu) ima više prednosti (pruţa

kompaktniju celinu sistema, prednosti prilikom kočenja sa nejednakim silama kočenja

prednjih točkova), ali ga je teţe ostvariti s obzirom da zahteva veliki nagib osovinice i veću

dubinu naplatka točka.

Slika XIII.3-3. Prednost negativnog poloţaja osovinice točka prilikom kočenja

332

Ispitivanja su pokazala da prilikom kočenja, u slučaju da postoji razlika u silama

kočenja prednjih točkova, što u principu nije dozvoljeno, negativan poluprečnik skretanja

osovinice omogućava bolje zadrţavanje pravca kretanja i upravljivost. Kako se iz slike

XIII.3-3 vidi, prilikom postojanja razlike u sili kočenja levog i desnog točka, kod pozitivnog

poloţaja osovinice (pozitivan poluprečnik skretanja) sila inercije i razlika u sili kočenja (ΔF)

stvaraju moment, koji još više zanosi vozilo u stranu na kojoj je veća sila kočenja.

Nasuprot ovome, kod negativnog poluprečnika skretanja, momenti sile inercije i razlike

sile kočenja se smanjuju ili poništavaju zbog suprotnosmernosti, te vozilo zadrţava preĎašnji

pravac kretanja.

Kako se već iz slika XIII.3-1 i XIII.3-4 vidi ni upravljački točkovi u odnosu na

vertikalnu osu nisu postavljeni vertikalno, već su pod nekim uglom α. Ovaj ugao se naziva

“boĉni nagib toĉka” ili “zakošenje toĉka”.

Osnovni zadatak bočnog nagiba točka, pored uticaja na smanjenje poluprečnika

skretanja “a”, je anuliranje uticaja bočnih zazora u leţajevima točka, koji već iz

konstruktivnih razloga mora da postoje.

U praksi se koriste takozvani pozitivno i negativno zakošenje.

Pozitivnim zakošenjem se naziva kada je točak pod nagibom prema spolja. Najčešće

upravljajući točkovi vozila imaju pozitivno zakošenje, koje se kreće u granicama +0020’ do

+1030’. Odstupanje od preporučenih vrednosti ±30’smatra se granicom tolerancije. Pozitivno

zakošenje daje u praksi dobro voĎenje točkova i mali poluprečnik zaokretanja (ukoliko je

veće zakošenje to su manje bočne sile kod voţnji u krivini)

Negativno zakošenje je najčešće prisutno kod zadnjih točkova, kao i kod upravljajućih

točkova vozila za velike brzine. Granice zakošenja su -0030’ do -2

0. Prednost negativnog

zakošenja je u tome što poboljšava prolaz vozila u krivinama.

U konstrukcijama vešanja točka, gde je konstruktivno predviĎeno podešavanje ovog

ugla, obično se biraju manje vrednosti.

Slika XIII.3-4. Bočni nagib točka

Sa druge strane, postojanje uglova bočnog nagiba točkova "α", izaziva da točkovi imaju

teţnju kretanja po lukovima, koji se razilaze od vozila (slika XIII.3-5). Da bi se odstranio ovaj

nedostatak, praktikuje se “uvlačenje” prednjih krajeva upravljajućih točkova, takozvana

"usmerenost toĉkova", tako da oni nisu postavljeni paralelno sa poduţnom osom vozila, već

333

pod takozvanim uglom konvergencije “δ” prema njoj. Drugim rečima, meĎusobno odstojanje

točkova ispred rukavca l' (gledano u pravcu voţnje) je manje za 1 do 10 mm od odstojanja iza

rukavca l (slika XIII.3-1). Veličina uvlačenja točkova zavisi od vrste i konstrukcije vozila.

Slika XIII.3-5 Shema kotrljanja točka nagnutog prema ravni puta

Kako je već ranije navedeno, osovinica rukavca točka u poduţnoj ravni točka

savremenih vozila takoĎe ne stoji vertikalno, već pod nekim uglom “γ”, koji se naziva “ugao

zatura osovinice”. Na taj način, “produţena osa osovinice” ima tačku prodora kroz tlo nešto

ispred/iza točka. Ovim izmeštanjem tačke “prodora” ispred/iza točka stvara se krak, koji sa

bočnim silama, koje se javljaju pri voţnji u krivini ili pri bilo kakvom zaokretanju točka na

pravolinijskoj putanji, obrazuju moment koji teţi da povrati točkove u neutralan poloţaj i uz

to sprečava pojavu klaćenja točkova oko osovinice rukavca, poznatijeg pod pojmom

“lepršanje” točkova, kao posledica postojanja zazora u osovinicama. Fizikalnost ovog efekta

se postiţe time što usled dejstva bočnih sila točkovi su prinuĎeni da slede svoj trag.

Slika XIII.3-6 Shema zatura osovinice točka

a) Zatur usled zakošenja osovinice b) zatur usled izmeštenosti osovinice iz centra

U praksi, kod putničkih i teretnih vozila se koriste takozvani pozitivni i negativni zatur

osovinice (slika XIII.3-6 a).

Pozitivnim zaturom se naziva kada tačka zamišljenog prodora osovinice kroz podlogu

pada ispred vertikalne ose točka.

334

Za negativni zatur je usvojeno da tačka zamišljenog prodora osovinice kroz podlogu

pada iza vertikalne ose točka.

U principu, kod obe vrste zatura postiţe se isti efekt, meĎutim za putnička vozila sa

motorom pozadi, kod kojih je prednja osovina manje opterećena od zadnje, bolji efekt

stabilizacije postiţe se kada imaju pozitivan zatur nego vozila sa napred postavljenim

motorom.

Dakle, zatur točka takoĎe pripada takoĎe uglovima stabilizacije, s obzirom da poduţno

zakošenje osovinice izaziva slične povratne sile kao i ugao bočnog nagiba osovinice točka.

Slika XIII.3-7 Shema zatura osovinice točka kod motocikla

Ova dva ugla ("" i "γ") dejstvuju istovremeno, sa tendencijom da točkove vrate u

neutralan poloţaj, odnosno na pravolinijsku putanju. S obzirom da kod izmeštenosti osovinice

iz centra ispred vertikalne ose točka (slika XIII.3-6 b), kao faktor stabilizacije dejstvuju samo

sile nastale usled poprečnog nagiba osovinice osovinice (ugao podupiranja “β”), ovakva

konstrukcija se kod savremenih putničkih vozila više ne primenjuje, ali se nalazi kod teških

vozila sa relativno malom brzinom kretanja.

Vrednost ugla zatura osovinice se kreće u granicama 00 - 4

0, već zavisno od

konstrukcije vozila i pneumatika. Manje vrednosti ugla usvajaju se kod točkova sa

dijagonalnim pneumaticima.

Zatur osovinice moţe da bude dat i u milimetrima, pri čemu se tada uzima odstojanje

zamišljenog prodora osovinice kroz tlo od vertikalne ose točka.

Kako se iz navedenog zaključuje, konstrukcija pneumatika je takoĎe od bitnog značaja

na faktor stabilizacije točkova i stoga nije dozvoljena zamena pneumatika drugom

konstrukcijom (radijalne dijagonalnom ili obrnuto), od one koju je propisao proizvoĎač.

Da bi se isti efekt postigao i kod motocikla, takoĎe se primenjuje zatur osovinice točka,

na taj način što se osovinica, oko koje se točak sa viljuškom točka zakreće, postavlja iza ose

viljuške točka (slika XIII.3-7). Samim tim, kod motocikala, zatur osovinice točka je uvek

pozitivan.

Uglove stabilizacije točka bliţe opisuje standard SRPS M.N0.012, tačkama 5.24 do 5.3

335

XIII.3.1 Uticaj elastiĉnosti pneumatika na stabilnost vozila

Kako je već ranije rečeno, savremena vozila, uključujući autobuse i kamione u principu

imaju točkove sa radijalnim pneumaticima, koji su veoma elastični sa mekim bokovima i

imaju dobru sposobnost odrţavanja pravca voţnje.

Pri niskim pritiscima vazduha u pneumaticima i povećanom opterećenju upravljajućih

točkova, ovi pneumatici, zbog svoje elastičnosti, imaju naglašeno povećani otpor ka skretanju

sa pravca, što pozitivno utiče na stabilnost vozila, ali istovremeno zahteva veću energiju

vozača prilikom ţeljenog zaokretanja automobila. Takav efekt elastičnosti točkova utiče na

smanjenje potrebnog zatura osovinice, tako da upravo iz tih razloga, savremena vozila imaju

relativno mali ugao zatura a na pojedinim konstrukcijama je skoro i izostavljen. Ovakva

konstrukcija rezultuju time da je stabilizacioni moment, kao posledica zatura osovinice

smanjen ili čak izostavljen ali se isti nadoknaĎuje elastičnošću pneumatika. Radi smanjenja

napora vozača pri dugim voţnjama, jedan od razloga postavljanja servo upravljačkog

mehanizma je upravo i elastičnost točkova.

XIII.3.2 Uticaj procesa koĉenja i vuĉne sile na stabilnost vozila

U praksi je primećeno da se kočenjem upravljajućih točkova sposobnost vozila da

zadrţi pravac kretanja znatno menja, odnosno upravljivost vozila se bitno pogoršava. Ovo

dolazi stoga što se uticaj ostalih elemenata stabilnosti, opisanih u tački XIII.3 bitno smanjuje,

drugim rečima moment stabilizacije upravljajućih točkova u procesu kočenja je bitno manji.

Na slici XIII.3-8 prikazana je uprošćena šema sila i poloţaja točkova u procesu kočenja u

krivini.

Prolaskom vozila kroz krivinu, na isto počinje da dejstvuje centrifugalna sila, koja utiče

da se pneumatici točkova elastično deformišu, ostavljajući “otisak“ izvan poduţne ravni

točka. U površinama dodira sa kolovozom, dejstvovaće sile bočne sile Fb1 (na desnom točku)

i Fb2 (na levom točku). Ove sile u odnosu na osovinicu rukavca obrazuju moment Tst, koji se

ima kao

1 1 2 2 1 1 2 2st b b k kT F c F c F l F l

Slika XIII.3-8 Šema sila koje dejstvuju na upravljajuće točkove

Krakovi c1 i c2 uvek obezbeĎuju dobijanje pozitivnog momenta stabilizacije, s obzirom

da moment koga stvaraju bočne sile sa ovim krakovima, uvek teţi da vrati točkove na pravac.

Kočenjem vozila u krivini, pored navedenih bočnih sila, javljaju se i sile kočenja na

upravljajućim točkovima Fk1 i Fk2 , koje takoĎe stvaraju momente, od kojih je moment od sile

336

Fk2 pozitivan (potpomaţe vraćanje točkova na pravac), dok je moment sile Fk1 negativan,

stoga što utiče na još više zaokretanje točkova. Pri nekim odnosima uglova stabilizacije

točkova (ugao zatura osovinice), ugla skretanja i sila kočenja, negativni moment moţe da

bude jednak ili čak veći od pozitivnog, te je tendencija takvog momenta da skrene točkove u

stranu zaokretanja. Drugim rečima, moment postaje takav da pogoršava stabilizaciju točkova,

te je potrebno upravljačem korigovati putanju (ţargonskim rečnikom rečeno - potrebno je

„oduzeti upravljač“).

Nasuprot prethodno razmatanom slučaju, kod upravljajućih točkova koji su pogonski

(prednja vuča vozila), moment stabilizacije se retko pogoršava, s obzirom da sile vuče Fp1 i

Fp2 obrazuju momente, čija je suma takva, da uvek vraća točkove na pravac, to jest povećava

stabilizaciju točkova. Ovo sledi stoga što je moment vučne sile na „unutrašnjoj strani krivine“

(na gornjoj slici moment Fp1 x l1) uvek veći od momenta sile na spoljnoj strani krivine

(momenta Fp2 x l2). Drugim rečima, kod vozila sa prednjom vučom, moment stabilizacije je

uvek pozitivan i moment pogonskih sila uvek vraća točkove na pravac (u ţargonu - potrebno

je „dodati upravljač“).

XIII.4 Elementi upravljaĉkog mehanizma

Pod upravljačkim mehanizmom jednog vozila podrazumevaju se svi elementi

mehanizma koji učestvuju u ostvarivanju ţeljene putanje kretanja vozila. Ovaj sklop vozila

spada u vrlo osetljive sklopove vozila s obzirom da od njegove preciznosti i pouzdanosti

zavisi i sigurnost celog vozila, kako sa aspekta kretanja pa time i bezbednosti u saobraćaju.

Upravljački mehanizam vozila uopšte, deli se, u principu, na mehanizme upravljanja

vozila sa točkovima i mehanizme čije se upravljanje vrši gusenicama. Ove dve vrste

mehanizama su koncepcijski sasvim različite, samim tim što je i koncepcija upravljanja

različita.

Kod vozila točkaša, ţeljena putanja kretanja obezbeĎuje se zakretanjem upravljačkih

točkova, dok se kod guseničkih vozila zakretanje vrši promenom brzina, potpunim

zaustavljanjem jedne od gusenica ili kod pojedinih guseničara promenom smera kretanja

gusenica na levoj i desnoj strani vozila.

S obzirom da je teţište ovog udţbenika dato samo na drumska vozila, dalja paţnja će biti

zadrţana samo na upravljačkom mehanizmu ovih vozila.

Osnovni elementi konstrukcije jednog upravljačkog mehanizma drumskog vozila dati su

na slici XIII.4-1.

Princip rada svih prenosnika drumskih vozila je isti - obrtno kretanje upravljačkog točka

u upravljačkom prenosniku (ili češći izraz upravljačka glava) prevodi se u zakretanje rukunice

upravljača, a ova potom u linearno kretanje prenosnih elemenata mehanizma. Prenosni odnos

u upravljačkom prenosniku mora da bude takav, da sila na upravljačkom točku nesme da

preĎe vrednost od 250 N.

Kod putničkih vozila prenosni odnos se kreće u granicama 10:1 do 25:1, dok je kod

teretnih vozila, već u zavisnosti od namene i mase vozila, prenosni odnos je znatno veći i

kreće se u rasponu 25:1 do 40:1. Veći prenosni odnosi se ne koriste s obzirom da bi usporenje

reagovanja bilo veliko, pa time i reagovanje upravljačkih točkova na komandu znatno

smanjeno. Posredstvom prenosnog odnosa postiţe se i ta pogodnost da se eventualni poprečni

i poduţni udari i trzaji na točak prilikom kretanja “odvajaju” od komandnog dela sistema.

337

Slika XIII.4-1 Elementi upravljačkog mehanizma

1. Točak upravljača 2. Vreteno upravljača 3. Upravljački prenosnik

4. Rukunica prenosnika 5. Poduţna spona 6. Zakretna rukunica rukavca

7. Spona 8. Rukavac točka

Upravljaĉki prenosnik

Razvojem vozila neprestano se usavršavala konstrukcija upravljačkog prenosnika, tako

da se danas u upotrebi nalazi veći broj različitih konstrukcija, ali su svi sa istom funkcijom.

Od svih dole navedenih jedino se za konstrukciju prenosnika sa puţnim elementima, datoj na

slici XIII.4-2 moţe da kaţe da pripada “istoriji”, dok su sve ostale u podjednakoj upotrebi i u

savremenim vozilima, od čega kod putničkih vozila prenosnik sa upravljačkom letvom

dominira.

Na upravljačkom prenosniku sa puţnim elementima, okretanje puţa se redukuje i

usporava zakretanje segmenta puţnog točka, za koga je čvrsto povezana rukunica upravljača,

koja translatorno kretanje svoga “slobodnog kraja prenosi na elemente trapeza upravljačkog

sistema.

338

Slika XIII.4-2 Upravljački prenosnik sa puţnim elementima

Puţni prenosnik sa valjkom sličan je prethodnoj konstrukciji samo umesto segmenta

puţnog točka ovaj ima valjak za upravljanje. Puţ takoĎe nije cilindričan, već mu se vrhovi

zubaca nalaze na jednoj polukruţnoj liniji, kako je prikazano na slici XIII.4-3.

Okretanjem puţa valjak upravljača se pokreće po kruţnoj putanji a time drugi kraj

rukunice, koja je čvrsto povezana sa nosačem valjka, translatorno zakreće.

Slika XIII.4-3 Upravljački prenosnik sa puţnim valjkom

Prenosnik upravljaĉa sa kuglicama (slika XIII.4-4) je prenosnik sa zavojnim vretenom

posebne izvedbe. Osovina upravljača je sa kuglastom spoljnom zavojnicom, dok je u navrtki

upravljača smeštena unutrašnja kuglasta zavojnica. Obe zavojnice čine ustvari leţište kuglica,

koje se smeštaju po zavojnici.

339

Slika XIII.4-4. Upravljački prenosnik sa kuglicama

Okretanjem osovine upravljača ista pokreće kuglice da se pomeraju po zavojnici, koje

svoje pomeranje prenose na navrtku u aksijalnom pravcu osovine upravljača. Navrtka

upravljača zakreće upravljački segment, koji je spojen sa rukunicom upravljača.

Dakle, cevaste voĎice na zavojnom vretenu i navrtki obezbeĎuju kruţno voĎenje kuglica.

Ovakvom konstrukcijom vreteno upravljača ne pokreće navrtku kliznim trenjem već

kotrljajućim, čime se smanjuje potrebna sila za zakretanje upravljačkih točkova. Ovakva

konstrukcija je uglavnom primenjena na teretnim vozilima.

Upravljaĉki prenosnik sa zupĉastom letvom (slika XIII.4-5) sastoji se od zupčaste

letve postavljene poprečno na uzduţnu osu vozila i zupčanika koji je naglavljen na vreteno.

Okretanjem vretena a time i zupčanika, translatorno se pomera zupčasta letva u svojim

voĎicama i svoje kretanje direktno prenosi na spone trapeza upravljačkog sistema (slika

XIII.4-6). Zupčanik i zupčasta letva su najčešće sa kosim ozubljenjem kako bi se postigla

veća duţina zahvata.

Slika XIII.4-5 Upravljački prenosnik sa zupčastom letvom

340

Slika XIII.4-6. Upravljački mehanizam sa zupčastom letvom

a. Upravljaĉki prenosnik sa zupĉastom letvom

1. Poluga rukavca točka 2. Desna spona 3. Zupčasta letva

4. Zupčanik 5. Leva spona

Kod mehaničkog prenosa bez servo pojačanja sile upravljanja moţe da se prenosni odnos

zupčaste letve izvede varijabilno, sa takozvanim direktnim i indirektnim prenosom. Prednost

ovakvog izvoĎenja je u tome, što se kod voţnje na pravcu ili sa malim uglom zakretanja, kada

je zupčasta letva u srednjem poloţaju, prenosni odnos je direktan, odnosno sa većom

meĎuzubnom podelom zupčanika (veći modul) na zupčastoj letvi. U oblasti krajnjeg poloţaja

zupčaste letve, odnosno pri velikim uglovima zakretanja, prenosni odnos je indirektan,

odnosno sa manjom meĎuzubnom podelom (manji modul) zupčanika na zupčastoj letvi (slika

XIII.4-7).

Slika XIII.4-7. Zupčanik zupčaste letve sa varijabilnim prenosom

341

Servo pojaĉivaĉ sile zakretanja (servo upravljaĉ)

S obzirom da sila na upravljačkom točku zavisi od vrste i mase vozila, stanja puta po

kome se isto kreće, kao i konstrukcije celog mehanizma, u savremenim vozilima, pa čak i

malim putničkim vozilima se već serijski ugraĎuju upravljački prenosnici sa servo

pojačivačem sile upravljanja, čime je sila vozača na točak upravljača znatno smanjena a time

evidentno povećan konfor voţnje.

U svrhu pojačanja sile u upravljačkom mehanizmu koriste se najčešće hidraulični servo

pojačivači sile, koji se sastoje u principu iz triju grupa meĎusobno povezanih: pogonski deo

sistema (hidraulična pumpa – sklop “c” na slici XIII.4-8 i XIII.4-9, razdelnik ulja (sklop “b”

na slici XIII.4-8 i XIII.4-9) i izvršni deo sistema - upravljački prenosnik (sklop “a” na slici

XIII.4-8 i XIII.4-9). Kod ovih pojačivača pumpa dobija stalno energiju od motora vozila,

najčešće preko zupčastog kaiša i time stalno u sistemu odrţava pritisak reda veličina 70 do

100 bar. Zakretanjem upravljača, stupa u dejstvo hidraulički razvod, koji usmerava protok ulja

u odgovarajuću komoru izvršnog sistema, koji potom zavisno od pravca okretanja upravljača,

pokreće elemente na način identičan već opisanom kretanju kod čisto mehaničkih prenosnika

sa kuglicama ili zupčastom letvom.

Na opisani način servo motor, uz pomoć energije fluida pod pritiskom, omogućuje

pojačavanje sile zakretanja na rukunici upravljačkog sistema, odnosno smanjuje se sila na

upravljačkom točku, kojom se zakreću upravljački točkovi.

Loša strana ovakvog sistema je što pumpa stalno radi i odrţava pritisak ulja, bez obzira

da li je potrebna sila zakretanja ili ne.

Slika XIII.4-8. Servo upravljački prenosnik sa kuglicama

a) Upravljaĉki prenosnik b) Hidro razdelnik c) Hidropumpa

(Izvršna grupa) (“Komandna grupa”) (Energetska grupa) 1. Kućište 2. Klip 3. Obrtna poluga

4. Upravljačko vreteno 5. Upravljačka puţna čaura 6. Puţni segment

7. Ventil za ograničavanje pritiska 8. Usisni ventil 9. Ulazni otvor

10. Otvor za povratno ulje 11. Aksijalni ţljeb 12.Aksijalni ţljeb za povratno ulje

13. Krilna pumpa 14. Ventil za ograničavanje protoka 5. Rezervoar ulja

342

Slika XIII.4-9. Servo upravljački prenosnik sa zupčastom letvom

a) Upravljaĉki prenosnik b) Hidro razdelnik c) Hidropumpa

(Izvršna grupa) (“Komandna grupa”) (Energetska grupa)

1. Radni cilindar 7. Obrtni šiber 9. Kanal za povratno ulje

2. Zupčanik upravljača 8. Čaura upravljača 10. Rezervoar ulja

3. Zupčasta letva 11. Ventil za ograničavanje protoka i pritiska

4. Upravljačko vreteno 12. Potisni vod

5. Donje vreteno 13. Krilna pumpa

6. Ţljeb upravljača

Radi otklanjanja ovog nedostatka novije generacije servo sistema se izvode sa

elektromotornim servopojačivačem, odnosno elektromotor pokreće hidrauličku pumpu. Ovaj

sistem radi samo kada je potrebno, to jest kada vozač okreće upravljač startuje se

elektromotor koji pokreće pumpu, čime se štedi i sam sistem ali i energija.

Slika XIII.4-10. Zupčasta letva sa električnim servo pogonom

343

XIV. T E O R I J A K O Ĉ E NJ A I KOĈNI MEHANIZAM

Kočenje vozila je proces kojim se vrši sa ciljem da se vozilo uspori ili zaustavi. UreĎaj

kojim se vrši kočenje je ustvari ceo niz sklopova, elemenata i posebnih ureĎaja, tako da svi

ukupno čine sistem za prinudno smanjenje brzine odnosno kočenje. Ukoliko na vozilo

dejstvuje neka propulzivna pogonska sila, kočenje moţe da bude i pri konstantnoj brzini, na

primer kočenje na nizbrdici, gde je gravitaciona sila ustvari ta propulzivna pogonska sila.

Sistem za kočenje je ujedno i ureĎaj bezbednosti vozila, tako da se kočne osobine

vozila mogu da posmatraju i sa tog aspekta.

Vozilo u pokretu ima izvesnu kinetičku energiju, tako da je proces kočenja praćen

promenama niza energetskih i dinamičkih karakteristika, koje se vrše po odreĎenim

zakonitostima, te se one proučavaju sa aspekta energetske i dinamičke analize.

Energetska analiza odreĎuje energetske promene u procesu kočenja.

Dinamička analiza predviĎa zakonitosti kretanja kočenog vozila – usporenje vozila i

puta kočenja, a takoĎe i stabilnost vozila u procesu kočenja.

XIV.1 Energetska analiza

Vozilo prema slici XIV.1 poseduje kinetičku i potencijalnu energiju koje se mogu

iskazati jednačinom energetskog bilansa

1 1 2 2a

k p k p t

a

EE E E E E

(XIV.1)

Gde su :

Ek, Ep, Ea odgovarajuća kinetička, potencijalna i akumulirana energija

Et energija koja se kočenjem pretvara u toplotnu

a stepen korisnosti pri transformisanju energije radi akumulacije iste

Slika XIV.1 Shematski prikaz promene energije kretanja vozila

U gornjoj jednačini upravo zbir energija at

a

EE

predstavlja energiju koja se odvodi

od vozila u procesu kočenja.

Proces kočenja predstavlja neracionalan proces s obzirom da predstavlja čist gubitak

energije, ukoliko se ista ne akumulira, recimo prevoĎenjem u električnu energiju a potom

adekvatno ponovo koristi.

344

Jasno je, da se i sa aspekta ekonomičnosti i veka trajanja kočnih elemenata znatno

veća ekonomičnost vozila postiţe kada je deo akumulirane energije veći od dela koji se, kao

toplota, bespovratno predaje okolini. Sa aspekta sigurnosti takoĎe je bolje da se bespovratni

deo smanji, stoga što se dobija povoljniji reţim rada kočnica, što u krajnjem slučaju doprinosi

funkcionalnim karakteristikama celog kočnog sistema i dugotrajnosti istog.

Energija koja se bespovratno gubi (Et =Ek + Ep) u principu se prevodi u toplotnu

energiju Et i kao takva predaje okolini. Ovaj deo energije sastoji se iz dela promene kinetičke

energije (Ek), koji se gubi usporavanjem ili kočenjem do zaustavljanja, dok se deo promene

potencijalne energije(Ep) gubi kočenjem na nizbrdicama (shodno slici XIV.1).

XIV.1.1 Promena kinetiĉke energija vozila

Uopšte posmatrano kinetička energija vozila se sastoji od kinetičke energije masa koje

se kreću translatorno (Ekt) i kinetičke energije masa koje imaju obrtno kretanje (Eko). Ukupna

kinetička energija je

Ek = Ekt + Eko (XIV.2)

odnosno promene obeju kinetičkih energija

22 2 2 2

1 1 1 1 1

tz

z t

v v

k z z z t t t

v v

E m vdv J d m vdv J d i J d

(XIV.3)

gde su:

Ekt - promena kinetičke energije masa koje imaju translatorno kretanje, koja se

izraţava kao 2

1

v

kt

v

E m vdv (XIV.4)

Eko - promena energije masa koje imaju obrtno kretanje (zamajac motora sa svojim

momentom inercije Jz i točkovi vozila sa svojim momentom inercije Jt, kojih ima „i“

komada), ima se kao 22 2

1 1 1

tz

z t

ko z z z t t tE J d J d i J d

(XIV.5)

Pretpostavka je, radi lakšeg proračuna, je da je uticaj ostalih obrtnih masa (kardansko

vratilo, snopovi zupčanika u menjaču i pogonskom mostu) zanemarljivo mali u odnosu na

prethodno dva navedena elementa.

Kako je periferna brzina točka t d tv r , sledi da je ugaona brzina tt

d

v

r ,

dok je ugaona brzina zamajca 0z t Mi i ,

odnosno diferencijal brzine zamajca 0z t Md d i i ,

tako da je 2 2

0z z t Md i i

Radi lakšeg proračuna, kinetičku energiju zamajca treba svesti na kinetičku energiju

točka, tako da je ista u ovom slučaju

22

1 1

2 2

0

tz

M

z t

z z z z T t tJ d J i i d

(XIV.6)

345

Unošenjem jednačine XIV.6 u XIV.5, sledi promena kinetiĉke energije obrtnih masa 2 2

1 1

2 2

0ko z M T t t t t tE J i i d i J d

(XIV.7)

gde su: i0 – prenosni odnos u pogonskom mostu

iM – prenosni odnos u menjaču

ηT – stepen korisnosti transmisije

Kako je tt

d

v

r sledi diferencijal

1t t

d

d dvr

, tako da je

2 2

1 1

2 2

0

2 2

t t

t t

v v

z M T tko t t t t

d dv v

J i i JE v dv i v dv

r r

|

m

m (XIV.8)

2

1

220

2 2

t

t

v

z T tko t t M

d dv

J i JE m v dv i i

m r m r

(XIV.9)

odnosno smenom članova gornje jednačine, značicama 2

01 2

z T

d

J i

m r

i 2 2

t

d

i J

m r

(XIV.10)

sledi promena kinetičke energije obrtnih masa

2

1

2

1 2

v

ko M t t

v

E m i v dv (XIV.11)

U jednačini XIV.11, značice σ1 i σ2 zamenjuju članove:

σ1 - uticaj obrtnih masa zamajca i elemenata sklopa spojnice

σ1 = 0,02 ÷ 0,06 za putnička vozila

σ1 = 0,012 ÷ 0,045 za teretna vozila

σ2 - uticaj točkova kao obrtnih masa

σ2 = 0,025 ÷ 0,045 za putnička vozila

σ2 = 0,038 ÷ 0,055 za teretna vozila

Ukupna promena kinetiĉke energije vozila sada moţe da se napiše kao zbir promena

kinetičkih energija translatornih i obrtnih masa (jednačine XIV.4 i XIV.11)

2 2

1 1

2

1 2

v v

k t t M t t

v v

E m v dv m i v dv (XIV.12)

UvoĎenjem izraza 2

1 21 Mi sledi konačan izraz za promenu kinetičke

energije vozila 2

1

v

k t t

v

E m v dv (XIV.13)

Za slučaj kočenja sa usporenjem, promena kinetičke energije vozila je

2 2

1 22

k

mE v v

(XIV.14)

a za slučaj kočenja do zaustavljanja

346

2

1

2k

m vE

(XIV.15)

Da bi se bolje razumelo o kolikim energijama se radi, navodimo sledeće primere

kočenja:

a) putniĉkog vozila mase 1000 kg, koje se kreće brzinom od 35 m/s (125 km/h)

(uticaj obrtnih masa se pretpostavlja da je δ =1- kretanje u najvišim stepenima prenosa u

menjaču)

- Za slučaj kočenja sa usporenjem do 2 10,5v v , promena, odnosno gubitak

kinetičke energije vozila je ΔEk = 460 kJ, koja se u principu, trenjem u kočnicama, pretvara u

toplotnu energiju. (XIV.16)

- Za slučaj kočenja do zaustavljanja ( 2 0v ), gubitak kinetičke energije

vozila je ΔEk = Et = 612 kJ (XIV.17)

b) teretno vozilo mase 20.000 kg, koje se kreće brzinom od 20 m/s (72 km/h) (uticaj

obrtnih masa se pretpostavlja da je δ =1- kretanje u najvišim stepenima prenosa u menjaču)

- Za slučaj kočenja sa usporenjem do 2 10,5v v promena odnosno gubitak

kinetičke energije vozila je ΔEk = 3000 kJ koja se u principu, trenjem u kočnicama, pretvara

u toplotnu energiju. (XIV.18)

- Za slučaj kočenja do zaustavljanja ( 2 0v ), gubitak kinetičke energije

vozila je ΔEk = Et = 4000 kJ. (XIV.19)

XIV.1.2 Promena potencijalne energije vozila

Shodno slici XIV.1, promena potencijalne energije vozila se ima kao

1 2pE m g h h (XIV.20)

Kako je već rečeno, opšta jednačina za slučaj promene energije vozila pri kočenju je

2 2

1 2 1 22

at

a

EmE v v m g h h E

Energija koja se kočenjem frikcionim kočnicama ili retarderima prevodi u toplotnu ima se kao

promena kinetičke i potencijalne energije, odnosno

2 2

1 2 1 22

t

mE v v m g h h

(XIV.21)

Promena ukupne energije za slučajeve kočenja glasi:

- sprečavanja ubrzanja i odrţanja konstantne brzine na nizbrdici (bez promene brzine

kretanja Δv = 0)

1 2t pE E m g h h (XIV.22)

347

- Za slučaj kočenja do zaustavljanja ( 2 0v )

2

1

2t k

m vE E

(XIV.23)

Radi shvatanja o redu veličina energije ponovo navodimo prethodna dva primera

vozila, ali za kočenje na nizbrdici nagiba 6%, na pretpostavljenoj duţini od 3000 m, to jest

kada je razlika u visini h1 - h2 = 180 m.

Energija koja treba da se oduzme radi odrţanja konstantne brzine je:

- putničko vozilo Ep = 1 765 kJ (XIV.24)

- teretno vozilo Ep = 35 316 kJ

Očigledno je da se u oba slučaja radi o velikim energijama. Poređenja radi, poznato je

da se pri potpunom sagorevanju benzina dobija oko 44 000 kJ energije.

S obzirom da se oduzimanje potencijalne i kinetičke energije vozila vrši u realnom

vremenu, to je na točkovima potrebno ostvariti odgovarajuću snagu, tako da se energija koja

se „oduzima“ kočnicama ima kao

0

t

kE P dt (XIV.25)

gde su: Pk - snaga kočenja na točkovima

t - vreme kočenja

Promena snage po vremenu u procesu kočenja moţe da bude različita, što je dato na

slici XIV.2

Slika XIV.2 Promena snage i energije po vremenu

a) realni izgled b/ Teorijski moguće sa Pmax c) Kočenje pri v=const

sa Pmax na 1/3 t na početku kočenja (na nizbrdici)

Jasno je da promena snage sa kočenjem do zaustavljanja, data pod b), ima samo

teorijski karakter, s obzirom da praktično nije moguće odmah, na početku kočenja, ostvariti

maksimalnu snagu. Iz tih razloga realan dijagram kočenja do zaustavljanja dat na slici a).

Radi shvatanja o kakvim se snagama radi pri kočenju, daćemo ponovo primer kočenja

već predloţenog putničkog vozila:

- mase m = 1000 kg - usporenje a = 5 m/s2 - početna brzina v = 35 m/s

za koĉenje do zaustavljanja (v2 = 0), energija kočenja sračunata u (XIV.17)

Vreme kočenja tk = v : a = 35 : 5 = 7 s

348

Srednja snaga Pk = Ek : t = 1 2

2k sr

v vF v m a

612 : 7 = 87,5 kW

Maksimalna snaga maxk kP F v → max 1000 5 35 175 kP m a v kW

Za koĉenje na nizbrdici, sa već primera radi datim parametrima: nagib 6% na

pretpostavljena duţina od S = 3000 m, to jest kada je razlika u visini h1 - h2 =180 m, uz

pretpostavku da se kočenjem odrţava konstantna brzina od 10 m/s, sledi:

- Vreme kočenja tk = S : v → tk = 3000 : 10 = 300 s, te je

- snaga kočenja za izračunato vreme od 300 s

-

Pkmax= Ep : tk → Pkmax = 1765 : 300 = 5,9 kW

Za kočenje predloţenog teretnog vozila:

- mase m = 20 000 kg - usporenje a = 4 m/s2 - početna brzina v = 20 m/s

za koĉenje do zaustavljanja (v2 = 0) na ravnom putu, energija kočenja sračunata u

(XIV.19)

Vreme kočenja tk = v : a = 20 : 4 = 5 s

Srednja snaga Pk = Ek : t = 1 2

2k sr

v vF v m a

4000 : 5 = 800 kW

Maksimalna snaga maxk kP F v → max 20000 4 20 1600 kP m a v kW

Za koĉenje na već predloţenoj nizbrdici, sa istim parametrima kao za putničko

vozilo, snaga kočenja za ukupan rad kočenja od 35 316 kJ će biti

Pkmax= Ep : tk → Pkmax = 35316 : 300 = 118 kW

Očigledno je da se u oba slučaja radi o velikim snagama koje se pretvaraju u toplotu,

koja se odvodeći od kočnica predaje okolini.

Činjenica je da se proces kočenja u opštem slučaju odigrava sa ukupnim otporima koji

se javljaju u procesu kočenja: kočenje kočnicama, otporom u leţajevima točkova, otporom

vazduha, otporom kotrljanju i otpor klizanju točkova, koji se u suštini javlja u sistemima koji

nemaju ureĎaj za sprečavanje blokiranja točkova (ABS) i dešava se na kraju procesa kočenja.

Parcijalni udeo pojedinih otpora je različit i pribliţno iznosi:

- udeo kočnica 90 % od ukupne snage

- otpor u leţajevima točkova 1 -2 % „ „

- otpor kotrljanju do 1 % „ „

- otpor klizanju točkova* do 4 % „ „

- otpor vazduha 3 – 6 % (zavisno od brzine)

Kod proračuna kočnica svesno se svi otpori zanemaruju, tako da ukupnu energiju

kočenja preuzimaju kočnice vozila.

349

XIV.2 DINAMIĈKA ANALIZA KOĈENJA

Dinamičkom analizom se predviĎaju zakoni kretanja kočenog vozila, usporenje,

vreme i put kočenja.

Proces kočenja otpočinje početkom dejstva obrtnog momenta kočenja, koji ima

suprotan smer od smera obrtanja točkova, a ostvaruje se u kočnicama vozila ili usporivačima.

Time se na spoju točka i podloge izaziva tangencijalna reakciona sila, suprotnog smera od

smera kretanja vozila, kojom se ustvari uravnoteţuje komponenta teţine vozila sinG

(kada se vozilo koči na nizbrdici) i sila inercije, koja sada, zbog usporenja, ima smer kretanja

vozila.

Slika XIV.2-1 Shema dejstva sila i momenata na kočenom točku

Ri [N] -Inerciona sila, kojima se zamenjuje uticaj odstranjenih delova vozila pri

analizi

Ti [Nm] - Moment količine kretanja svih obrtnih masa vozila

Tk [Nm] - Kočni moment

Tr [Nm] - Moment trnja u glavčinama i prenosnom sistemu

Tf [Nm] - Moment otpora kotrljanju

Xk [N] - Tangencijalna reakcija tla uzrokovana momentom kočenja

Postavljanjem ravnoteţe horizontalnih sila ΣXk = 0, sledi da je Xk = Ri

dok iz momentne ravnoteţe proizilazi

0AT 0i d i f k rR r T T T T → k f r i

i k

d

T T T TR X

r

(XIV.26)

Kako je moment količine kretanja (zamah) svih obrtnih masa i

dT J

dt

, jasno sledi i

činjenica da pored sopstvenog momenta inercije masa J, zamah zavisi i od promene ugaone

brzine dω/dt. Kod laganog kočenja promena ugaone brzine dω/dt je relativno mala, tako da se

spojnica pri kočenju ne mora isključivati. MeĎutim kod naglog kočenja, gde je promena

ugaone brzine dω/dt velika, radi smanjivanja uticaja obrtnih masa, te time i smanjenja

ukupnog momenta kočenja, potrebno je spojnicom isključiti uticaj zamaha obrtnih masa.

350

Uz pretpostavku da je moment trenja neznatan 0rT , iz jednačine XIV.26 sledi da

je moment horizontalne sile k d k fX r T T . Već je ranije rečeno da je maksimum

horizontalne sile ograničen athezionom silom maxkX G

XIV.2.1 MAKSIMALNE VREDNOSTI SILE KOĈENJA

Kao i kod proučavanja vučnih karakteristika vozila, da bi se našle granične vrednosti

sila kočenja, potrebno je prethodno pronaći vrednosti otpora tla po osovinama.

Slika XIV.2-2 Dinamičke sile koje dejstvuju na vozilo u kretanju

Postavljanjem jednačine ravnoteţe momenata za tačku oslonca prednjih točkova sledi

2 cos sin 0p T i T v vZ l G l G h R h R h (XIV.27)

odnosno iz ravnoteţe momenata za tačku oslonca zadnjih točkova sledi

1 cos sin 0z T i T v vZ l G l G h R h R h (XIV.28)

Uprošćavajući jednačine pretpostavkom da je hT =hv sledi:

za prednju osovinu

1

cos sinz T i vG l h R R GZ

l

(XIV.29)

na zadnju osovinu

2

cos sinp T i vG l h R R GZ

l

(XIV.30)

351

Shodno slici XIV.2-2 suma svih horizontalnih sila 0X koje dejstvuju na vozilo

su:

1 1 1 2 sin 0k k f f v iF F R R R R G (XIV.31)

Uzimajući da su

1 1k k kF F F i 1 2f f fR R R (XIV.32)

sledi

sink f i vF R R R G (XIV.33)

smenom (XIV.33) u jednačine (XIV.29) (XIV.30) sledi

1

cosz T k fG l h F RZ

l

(XIV.34)

2

cosp T k fG l h F RZ

l

(XIV.35)

Zavisno od vrste vozila moguće je u praksi kočenje samo točkovima prednje osovine,

točkovima samo zadnje osovine ili kočenje svim točkovima. Naravno kod savremenih vozila

svih klasa osim O1 i manjih traktora iz klase T, zakonom je definisano da se kočenje izvodi

svim točkovima.

Za slučaj potpunog iskorišćenja koeficijenta prianjanja sledi:

Koĉenje samo prednjim toĉkovima

Kako je maksimalna sila kočenja jednaka athezionoj sili za kočne točkove, to jest

1max 1kF Z to unošenjem izraza (XIV.34) i sreĎivanjem, sledi maksimalna kočna sila na

prednjim točkovima

1 cos z Tk k

T

l h fF F G

l h

(XIV.36)

Koĉenje samo zadnjim toĉkovima

Već je rečeno da je 2max 2kF Z te unošenjem izraza (9.35) i sreĎivanjem, sledi

2 cosp T

k k

T

l h fF F G

l h

(XIV.37)

Koĉenje svim toĉkovima

Kako je već napred rečeno, maksimalna sila kočenja je jednaka athezionoj sili za sve

kočne točkove, to jest

max 1 2 1 2 cosk k kF F F Z Z G (XIV.38)

352

odnosno sile koĉenja po osovinama

1 cos

z T

k

l h fF G

l

(XIV.39)

2 cos

p T

k

l h fF G

l

(XIV.40)

Iz gore datih jednačina jasno proizilazi da sile kočenja na prednjim i zadnjim

točkovima meĎusobno nisu jednake, tako da je kod proučavanja dinamike kočenja, posebno

značajno pronaći odnos kočnih sila po osovinama, koji se ima kao

1

2

z Tk

k p T

l h fF

F l h f

(XIV.41)

Ako se uzme da je koeficijent raspodele sila kočenja βk , odnosno 1kk

k

F

F , sledi da su

1k k kF F i 2 1k k kF F (XIV.42)

tako da je odnos sila kočenja

1

2 1

z Tk k

k p T k

l h fF

F l h f

(XIV.43)

Drugim rečima, koeficijent raspodele sile kočenja se ima kao

z T

k

p

l h f

l

(XIV.44)

Za realan slučaj, kada je koeficijent prianjanja višestruko veći od koeficijenta kotrljanja

μ > f, sledi

z Tk

l h

l

i 1

p T

k

l h

l

(XIV.45)

te su u tom slučaju sile kočenja po osovinama, u odnosu na ukupnu silu kočenja

1z T

k k

l hF F

l

i 2

p T

k k

l hF F

l

(XIV.46)

Očigledno je da je sila kočenja na točkovima prednje osovine veći od sila kočenja na

točkovima zadnje osovine, te otuda proizilazi i činjenica da se kod projektovanja vozila

posebno vodi briga o raspodeli sila kočenja po osovinama, odnosno o veličini kočnog

momenta koje kočnice moraju da proizvedu. Drugim rečima na savremenim motornim

vozilima u principu uvek kočnice prednjih točkova ostvaruju veću silu kočenja nego kočnice

na zadnjim točkovima.

353

XIV.3 ODREĐIVANJE MAKSIMALNOG USPORENJA

Za idealizirani slučaj zaustavljanja vozila, kada se zanemare svi otpori koji potpomaţu

brţem zaustavljanju, dakle Rα = Rv = 0, preostaje jedino sila kočenja kojom treba savladati

silu inercije. Njoj, u izvesnoj meri, potpomaţe sila otpora kotrljanju. Drugim rečima

i k fR m a F R (XIV.47)

Za slučaj koĉenja samo prednjim toĉkovima

1 1k kF F Z → 1 cos z Tk

T

l h fm a F G G f

l h

(XIV.48.)

s obzirom da je pretpostavljeno da je cos α = 0, a kako je G m g , sledi maksimalno

usporenje

z

p

T

l l fga

l h

2

m

s

(XIV.48a)

Za slučaj koĉenja samo zadnjim toĉkovima

2 2k kF F Z → 1 cosp T

k

T

l h fm a F G G f

l h

(XIV.49)

uz već rečeno da je cos α = 0 i G m g , sledi maksimalno usporenje za kočenje zadnjim

točkovima

p

z

T

l l fga

l h

2

m

s

(XIV.50)

Za slučaj koĉenja svim toĉkovima, što je slučaj kod svih savremenih vozila (čak zakonska

obaveza proizvoĎačima vozila)

m a G f → 1 2k k kF F F G f (XIV.51)

odnosno maksimalno usporenje iznosi g

a f

2

m

s

(XIV.52)

Drugim rečima, čak ni u idealiziranim uslovima, nije moguće postići veće usporenje

od 9,81 m/s2.

Očigledno je da obrtne mase vozila, u jednačini XIV.52 uzete preko koeficijenta “δ”

smanjuju maksimalno usporenje, samim tim što je vrednost 1 , te sledi da ih je, radi kraćeg

zaustavnog puta, potrebno izuzeti, što se postiţe isključivanjem spojnice. Drugim rečima,

prilikom intenzivnih kočenja poţeljno je, čak potrebno, isključiti spojnicu.

Kvalitet kočnica u praksi je najlakše proveriti poreĎenjem sila kočenja svih točkova,

koje se postiţu na ispitnim valjcima, sa teţinom vozila, kako je već objašnjeno u poglavlju XV

(sigurnost vozila). U ovom slučaju posredno se ispituje kvalitet kočnica, uvoĎenjem

takozvanog koĉnog koeficijenta, koji je zakonom propisan u zavisnosti od vrste vozila.

Za idealizirani slučaj, kada jedino silom kočenja treba savladati silu inercije, sledi da

je kočni koeficijent kk

354

kk

F m a ak

m g m g g

(XIV.53)

Dakle, pod kočnim koeficijentom podrazumeva se količnik ukupno ostvarene

kočne sile prema teţini vozila, odnosno, odnos ostvarenog usporenja prema ubrzanju zemljine

teţe, izraţene u procentima.

Ova vrsta ispitivanja se sprovodi na ispitnim valjcima, znači u uslovima statičkog

ispitivanja. Uslovi ispitivanja propisani su "Zakonom o bezbednosti u saobraćaju", pravilnik

IX („tehnički uslovi kojima moraju odgovarati pojedini ureĎaji na vozilu“), kojim je definisan

najmanji kočni koeficijent za pojedina vozila (tabela XV.2).

XIV.4 ZAKONI KRETANJA KOĈENOG VOZILA

Pod zakonima kretanja kočenog vozila podrazumevaju se vrednosti puta koje vozilo

prevali u procesu kočenja do zaustavljanja (put kočenja) i vremena potrebnog za ostvarenje

potpunog zaustavljanja vozila (vreme kočenja).

Iz opšte jednačine za bilans sila, a prema slici XIV.2-2, ima se da je

0R → v f k k iR R R F R F R [N] (XIV.54)

Kako je inerciona sila i

G dvR

g dt

Otpor vetra 2

vR K A v

Otpor kotrljanju cosfR G f (XIV.55)

Otpor uspona sinR G

a maksimalna sila kočenja pri kočenju svim točkovima jednaka najvišoj mogućoj athezionoj

sili, to jest max coskF G , iz bilansa sila sledi jednačina

2 cos sin cosdv g

K A v G f G Gdt G

(XIV.56)

pri čemu je uzeto da: znak + znači kočenje na uzbrdici, a

znak - znači kočenje na nizbrdici

koeficijent “ξ” predstavlja odnos izmeĎu stvarne i maksimalne sile kočenja max

k

k

F

F , pri

čemu je:

ξ = 1 za intenzivno kočenje, kada se i ostvaruje maksimalna sila kočenja

ξ < 1 za prikočivanje radi usporenja kretanja

355

XIV.4.1 VREME KOĈENJA

Vreme kočenja direktno sledi iz jednačina XIV.57 i XIV.58 kao

2 cos sin cos

G dvdt

g K A v G f G G

(XIV.57)

odnosno integraljenjem gornje jednačine sledi

1

2

2

cos sin cos

v

k

v

dvt

g K A vf

G

(XIV.58)

v1 brzina na početku kočenja

v2 brzina na kraju kočenja

za slučaj da je kočenje na ravnom putu (α = 0), do potpunog zaustavljanja ( v2 = 0,) te da je

Rv = 0, sledi rešenje integrala

1 1

k

v vt

g f a

, odnosno za maksimalno usporenje 1

min10

k

vt

(XIV.59)

IX.4.2 PUT KOĈENJA

UvoĎenjem transformacije jednačine XIV.56

dv dS dv dS dva v

dt dS dS dt dS (XIV.60)

sledi

2 cos sin cosdv g dv

a dS K A v G f G G vdt G dS

(XIV.61)

Integraljenjem gornje jednačine dobija se

1

2

2

cos sin cos

v

k

v

vdvS

g K A vf

G

(XIV.62)

odnosno

2

1

2

2

cos sin cosln

2 cos sin cosk

K A v fGS

g K A K A v f

(XIV.63)

356

Za slučaj za slučaj da je kočenje na ravnom putu (α = 0) i da je Rv = 0 , rešenje sledi

kao

2 2 2 2

1 2 1 2

max

1

2 2k

v v v vS

g f a

(XIV.64)

Uz pretpostavku da je kočenje do potpunog zaustavljanja (v2 = 0) i da je spojnica

isključena (δ = 1) , sledi minimalni put kočenja, takozvani “trag kočenja” 2

1min

max2k

vS

a

(XIV.65)

Identično rešenje se dobija ako se ono traţi iz energetske jednačine, odnosno da se

radom sile kočenja [(ΣR+Fk) Sk] mora da savlada kinetička energija vozila 2

1

2k

m vE

Za već pretpostavljene uslove α = 0, Rv = 0, δ = 1, f = 0 sledi rešenje identično

kao jednačina XIV.65.

Interesantno je zapaziti, da iz navede jednačine proizilazi da put (trag) kočenja ne

zavisi od mase vozila. Istraţivanja raĎena u tom pravcu su pokazala da put kočenja ipak zavisi

od mase vozila i da se povećava u granicama 10 do 15 % od teorijski sračunate vrednosti

prema jednačini XIV.65

XIV.4.2.1 Stvarni parametri procesa koĉenja

U napred opisanom procesu kočenja, dosta parametra je uzeto idealizirano, kako bi se

jednačine uprostile za rešavanje, a takoĎe nisu uzeti u obzir ni parametri koji zavise od

mogućnosti i psihičkog stanja vozača, mogućnosti samog sistema za kočenje i sličnog, tako da

se stvarne veličine vremena i puta kočenja razlikuju od teorijski sračunatih. Realno snimljeni

dijagrami procesa kočenja prikazuju i stvarnu sliku i parametre u tom procesu.

Slika XIV.4-1 Realni dijagram u procesu kočenja

357

Na slici XIV.4-1 dat je realan dijagram snimljen u procesu kočenja ureĎajem kojim se

meri usporenje vozila (crvena linija predstavlja zapis usporenja).

Slika XIV.4-2 Realni i idealizirani parametri u procesu kočenja

gornja slika: realni dijagram donja slika: idealizirani dijagram

Na gornjoj slici XIV.4-2 dat je realan dijagram snimljen u procesu kočenja, precrtan

isključivo radi dalje analize. Na samom dijagramu jasno mogu da se uoče vremena t1 do t6 , u

kojima se proces kočenja odigrava, kao i promena usporenja u tom procesu, s obzirom da

praktično niti je moguće niti poţeljno, sa aspekta udobnosti putnika ali i samog vozača,

ostvarivanje maksimalnog usporenja u jednom trenutku.

Vreme t1, prikazano na uprošćenom - idealiziranom dijagramu (prikazan kao donji

dijagram na slici XIV.4-2), predstavlja vreme reakcije vozača od početka opaţanja i shvatanja

situacije da je potrebno kočenje. Daljim raščlanjivanjem ovog vremena mogu da se razlikuju

vremena '

1t (vreme opaţanja i shvatanja vozača da treba da koči) i vreme "

1t , koje predstavlja

takozvano motorno vreme vozača (premeštanje noge vozača na pedalu kočnice). Vreme t1 je

individualno i za prosečne i paţljive vozače kreće se u granicama 0,6 do 0,8 sekundi.

358

Ispitivanja su pokazala da svega 10% ispitanika ima vreme reakcije 0,4 sekundi ili čak i manje.

Isto tako izvestan broj ispitanika, kao i testiranje umornih vozača i vozača pod uticajem

alkohola, pokazalo je, da je kod njih, znatno sporije vreme reakcije, čak do 1,5 sekundi. Ovo

vreme uobičajeno se naziva psihička sekunda.

Vreme t2 predstavlja vreme reakcije sistema za kočenje, takozvano vreme odziva

kočionog sistema (savlaĎivanje praznog hoda komandi, unutrašnjeg trenja, elastične

deformacije cevovoda, konačnost brzine talasa porasta pritiska i sličnog). Drugim rečima u

ovom vremenu sila u sistemu za kočenje tek počinje da raste, tako da još uvek nema vidljivog

usporenja vozila (vidi sliku XIV.4-2).

U zavisnosti od vrste kočionog sistema, ovo vreme se kreće u granicama

t2 = 0.03 do 0,05 sekundi za vozila sa hidrauličnim sistemom prenosa

t2 = 0.2 do 0,5 „ za vozila sa vazdušnim sistemom prenosa

Tek na kraju vremena t2 (tačka 3 na dijagramu) usporenje vozila postaje vidljivo i na

dijagramu se odslikava porastom usporenja.

Vreme t3 (od tačke 3 do tačke 4) predstavlja vreme aktiviranja kočenja. Zbog relativno

sporog postizanja maksimuma kočione sile, ovo vreme se ocenjuje kada se postigne 90%

maksimalne komandne sile kočenja (sila na pedali kočnice). I ovo vreme je individualno i kreće

se u granicama 0,15 do 0,8 sekundi. Ispitivanja su pokazala da 90% vozača ima ovo vreme oko

0,4 sekunde.

Vreme t4 predstavlja vreme potrebno za postizanje maksimalnog usporenja vozila.

Daljom analizom ovog vremena pokazalo se da je moguće njegovo raščlanjivanje na vremena '

4t (vreme završnog odziva kočnog sistema, koje moţe i da se zanemari) i vreme "

4t koje

predstavlja takozvano vreme aktivnog usporenja. Najčešće se smatra da je "

4 4t t i da ovo

vreme iznosi

t4 = 0.2 do 1,0 sekunde za vozila sa hidrauličnim sistemom prenosa

t4 = 2,0 do 2,5 sekundi za vozila sa vazdušnim sistemom prenosa (veća vremena

odgovaraju vučnim vozovima)

Vreme t5 predstavlja vreme aktivnog dejstva maksimalne sile kočenja sa pribliţno

maksimalnom silom na pedali kočnice. Ovo vreme je različito i zavisi od uzroka kočenja

odnosno intenziteta kočenja i samim tim drţanja maksimalne sile na pedali kočnice. U slučaju

intenzivnog kočenja, tek u tački 6 vozač prestaje sa dejstvom na komandu (sila Fp pada na

nulu), ali se usporenje nastavlja.

Zbir vremena t4 i t5 naziva se vreme aktivnog dejstva koĉne sile tak = t4 + t5

Na osnovu napred date analize vremena moţe da se zaključi da je ukupno vreme

zaustavljanja zbir vremena tu = t1+ t2 + t4 + t5 i sastoji se od vremena reagovanja vozača i

reagovanja kočnog sistema vozila.

Ukoliko se vremenu aktivnog kočenja doda i vreme odziva kočnog sistema, datog kao

t2, sledi vreme stvarnog koĉenja, to jest vreme od početka dejstvovanja na komandu kočenja

do zaustavljanja vozila

2 4 5 2k akt t t t t t (XIV.66)

MeĎutim, sa aspekta kočnog sistema, vreme reagovanja i aktiviranja koĉnog sistema.

ima se kao

359

"' 4 4

2 4 22 2

m

t tt t t t (XIV.67)

Kao posebno značajan parametar kočnog sistema ovo vreme spada u grupu ispitivanih

performansi kočnog sistema, te je meĎunarodnim pravilnikom ECE 13 propisano maksimalno

vreme aktiviranja kočnog sistema. Iz tih razloga isto podleţe ispitivanju saobraznosti sa

propisima (takozvana homologaciona ispitivanja). Naime, zbog stišljivosti vazduha, pritisak u

vazdušnim sistemima prenosa se relativno sporo prenosi, što moţe da doprinese znatnom

zakašnjenju odziva kočnog sistema.

Propisima je utvrĎeno da od početka dejstvovanja na komandu kočnog sistema (početak

pritiska na pedalu kočnice), odnosno od trenutka kada pritisak u najudaljenijem kočnom

cilindru postigne 10% svoje maksimalne vrednosti, pa do trenutka kada ovaj pritisak postigne

75% maksimalne vrednosti, ne sme da protekne više od 0,6 sekundi.

Iz sličnih razloga se zahteva da vreme odziva vazdušnog mehanizma prikolice ne sme

da bude veće od 0,4 sekundi, s tim da odziv odgovarajućeg dela mehanizma na vučnom vozilu

(tegljaču) tada moţe da iznosi najviše 0,2 sekunde.

Shodno ovako definisanim vremenima reakcija sistema kočenja, postoje i različite

definicije srednjeg usporenja (srednje maksimalno usporenje, srednje usporenje i ukupno

srednje usporenje).

Srednje maksimalno usporenje asrmax odnosi se na vreme aktivnog dejstva

maksimalne sile kočenja (t5) i za njega se u uprošćenom dijagramu (donji dijagram na slici

XIV.4-2) pretpostavlja da je konstantno.

Srednje usporenje asr odnosi se na ukupno vreme kočenja tk .

Ukupno srednje usporenje ausr se odnosi na ukupno vreme zaustavljanja

U praksi se najviše koriste definicije srednjeg maksimalnog i ukupnog srednjeg

usporenja, češće nazvanog srednje usporenje.

Vreme t6 je vreme takozvanog zaostajanja ili otkočivanja (često nazivano „vreme

rasterećenja kočnog sistema“) i zavisi od sistema za kočenje. Poţeljno je da isto bude što kraće

kako bi kočenje bilo potpuno kontrolisano. Ovo vreme najčešće iznosi

t6 = 0.2 do 0,3 sekundi za vozila sa hidrauličnim sistemom prenosa

t6 = 1,5 do 2,5 „ za vozila sa vazdušnim sistemom prenosa (veća vremena

odgovaraju vučnim vozovima)

Put koĉenja Opisani proces kočenja pokazuje da se tokom vremena u procesu kočenja značajno

menjaju sile kočenja, pa time i usporenje vozila. Analiza ovih promena se moţe lepše prikazati

dijagramima XIV.4-3 i XIV.4-4, na kojima se vide promene brzine vozila i preĎenog puta u

procesu kočenja.

Kako je prikazano na dijagramu XIV.4-3, koji odgovara realnom stanju, tokom vremena

t1 (vreme reakcije vozača od početka opaţanja i shvatanja situacije da je potrebno kočenje) i

vremena t2 (vreme reakcije sistema za kočenje, odnosno vreme odziva kočionog sistema),

vozilo ima brzinu koju je imalo na samom početku kočenja, drugim rečima ta brzina kretanja

vozila je konstantna. U tom vremenskom intervalu vozilo preĎe put

360

S1 = v1 (t1+t2) (XIV.68)

Slika XIV.4-3 Promena brzine vozila u procesu kočenja

Tek po isteku vremena reakcije kočnog sistema otpočinje usporenje vozila, koje traje do

postizanja maksimalnog usporenja vozila. To vreme je na dijagramu definisano kao vreme t4. Promena usporenje u ovom vremenskom intervalu ( 40 t t ) se menja prema zakonitosti

max

4

aa t

t (XIV.69)

Shodno promeni usporenja menja se i brzina vozila prema zakonu

2max max1 1

4 402

ta a

v v tdt v tt t

(XIV.70)

čime se i put kočenja za vreme protoka vremena t4 menja prema sličnom zakonu

2max

2 1 4 4

06

ta

S vdt v t t (XIV.71)

Slika XIV.4-4 Promena puta vozila u procesu kočenja

361

Posle postizanja maksimalne sile kočenja u vremenskom intervalu t5, nastaje i period

maksimalnog usporenja amax u kome je brzina vozila jednoliko opadajuća do zaustavljanja

vozila (v = 0) i menja se prema prema zakonu

'

1 maxv v a t (XIV.72)

gde je brzina vozila '

1v krajnja brzina na isteku vremenskog perioda t4, odnosno početna brzina

na početku perioda t5 i ima se kao

' max1 1 4

2

av v t (XIV.73)

Vreme potrebno da se vozilo potpuno zaustavi, na dijagramu definisano kao vreme t5,

dobija se uzimajući brzinu '

1v kao početnu, odnosno

'

1 1 45

max max 2

v v tt

a a (XIV.74)

Na osnovu početne brzine '

1v dobija se put, definisan kao S3, koga vozilo prevali u

vremenskom intervalu t5

5 '2

' 2max 13 1 5 5

max02 2

ta v

S v dt v t ta

(XIV.75)

što moţe da se prikaţe u raščlanjenom obliku

2

2 2max3 1 4 1 max 4

max

1

2 4

aS v t v a t

a

(XIV.76)

Na osnovu svih puteva3

1

iS preĎenih u vremenskim intervalima t1 do t4

nalazi se ukupan put u toku celog procesa kočenja - do zaustavljanja vozila, u obliku

2

2max4 11 2 3 1 1 2 4

max2 2 24u

at vS S S S v t t t

a

(XIV.77)

Zanemarivanjem poslednjeg člana kao veoma malog, daje konačan oblik jednačine za preĎeni

put u procesu kočenja

2

4 11 2 3 1 1 2

max2 2u

t vS S S S v t t

a

(XIV.78)

Napred izračunati put naziva se zaustavni put vozila i očigledno predstavlja zbir puteva

koje vozilo prevaljuje u fazi reagovanja vozača (tako zvana psihička sekunda), odziva kočnog

sistema i preĎenog puta koji se vrši sa maksimalnim usporenjem.

362

Put za vreme psihiĉke sekunde 1 1 1S v t (XIV.79)

Put koĉenja (“trag koĉenja”) 2

4 12 3 1 2

max2 2k

t vS S S v t

a

(XIV.80)

Napomena: Izraz “trag točenja” predstavlja recidiv prošlosti, kada vozila nisu imala

uređaj koji sprečava blokiranje točkova (ABS uređaj), što je ustvari izazivalo da pneumatici

ostavljaju trag po kolovozu. U današnje vreme ovaj izraz je već prevaziđen i ne odgovara

stvarnosti, ali se još uvek može naći u literaturi, s obzirom da jasno i “slikovito” izražava

pređeni put kada je u sistemu postignut maksimum sile kočenja.

Kada se iz jednačine XIV.78 isključi član koji definiše put preĎen za vreme “psihičke

sekunde” (jednačina XIV.79), dobija se vrednost puta koĉenja (XIV.80), koja predstavlja

samo jednu od faza ispitivanja vozila pri homologacionim ispitivanjima, a na osnovu

zahteva meĎunarodnog pravilnika ECE 13, koga mora da zadovolje kočni ureĎaji vozila za

korišćenje u javnom saobraćaju. Shodno navedenom pravilniku, maksimalna vrednost

zaustavnog puta se ima kao binom 2

1max 1

vS A v

B [ m ] (XIV.81)

v1 [km/h] - Početna brzina vozila pri ispitivanju (prema ECE 13 ne manja od 80

km/h - uslovi dati u poglavlju “sigurnost vozila” tabela XV.2-1)

Očigledno je da koeficijent A predstavlja zbir vremena 42

2

tt

, dok koeficijent B

definiše dvostruku vrednost maksimalnog usporenja. Koeficijenti A i B su različiti, u zavisnosti

od vrste vozila i imaju se prema tabeli XIV.4-1 u iznosima

Tabela XIV.4-1 Vrednosti koeficijenata pri ispitivanju vozila

Koeficijenti

Vrsta vozila A B

Laka putnička 0,1 150

Dostavna 0,15 130

Teretna 0,15 115

XIV.5 KOĈNI UREĐAJI VOZILA

Pod kočnim ureĎajima vozila podrazumevaju se svi ureĎaji i elementi sistema kojima

se vrši usporenje, zaustavljanje vozila ili odrţavanje zakočenosti vozila u mestu.

Princip rada kočnica se svodi na pretvaranje kinetičke energije vozila u neiskoristivu

toplotnu energiju, usled čega se smanjuje brzina vozila do zaustavljanja.

Već prema tome, u funkcionalnom smislu, kočni ureĎaji se dele na radne, parkirne i

pomoćne kočnice.

Radne koĉnice su skup ureĎaja i mehanizama kojima vozilo moţe bezbedno i

kontrolisano da se zaustavi bez obzira na prethodnu brzinu kretanja i opterećenja toga vozila.

363

Pod parkirnim kočnicama se podrazumevaju vrsta kočnice kojim se već zaustavljeno

vozilo bez prikolice (ili sama prikolica), sa punim opterećenjem, moţe kontrolisano i trajno

odrţavati u zakočenom stanju.

Pomoćnim koĉnicama smatra se ureĎaj kojim moţe da se vozilo bezbedno zaustavi

nezavisno od radne ili parkirne kočnice.

Radna, parkirna i pomoćna kočnica mogu da budu kombinovane tako da:

a) postoje najmanje dve komande nezavisne jedna od druge i da komanda radne

kočnice bude nezavisna i odvojena od parkirne kočnice

b) da komanda pomoćne kočnice bude nezavisna od parkirne, ako je parkirna kočnica

takve konstrukcije da ne moţe da se stavi u funkciju pri kretanju vozila.

Vozila savremene konstrukcije u principu nemaju posebnu pomoćnu kočnicu, s

obzirom da se radna kočnica izvodi kao dvokruţni ili trokruţni sistem kočenja, gde je svaki

pojedini sistem nezavisan, a parkirnom kočnicom moţe da se vrši kočenje i pri kretanju

vozila.

Usporivaĉi pripadaju ureĎajima kojima se moţe da se vrši kontrolisano i bezbedno

dugotrajno usporenje vozila. Ovu vrstu kočnica mogu da imaju sva vozila, a zakonska

obaveza je za vozila najveće dozvoljene mase veće od 5 t i autobuse.

Način izvoĎenja usporenja nije definisan, te su samim tim i vrste usporivača različite:

- hidro usporivači (hidroretarderi)

- elektromagnetski retarderi, koji rade na principu vihornih struja

- elektrotermički, kojima se energija kretanja transformiše u struju koja se u

termootpornicima pretvara u toplotu

- Prigušivanjem izduvne grane motora

XIV.5.1 PRENOSNI MEHANIZAM U SISTEMU KOĈNICA

XIV.5.1.1 Prema naĉinu prenosa komande

Prenosni mehanizam predstavlja deo kočnog mehanizma čiji je zadatak da komandu

za aktiviranje prenese do kočnica. Ovaj zadatak se rešava na više načina, pre svega

koncepcijski i konstruktivno. Sa aspekta koncepcije postavlja se pitanje da li sistem prenosa

mora da prenese energiju vozača do kočnica ili se voljom i radnjama vozača samo komanda

predaje nekom posebnom spoljnom energetskom sistemu. Ovakav energetski sistem moţe da

samo potpomaţe aktiviranju kočnica pojačavajući silu (servo pojačivači sile kočenja) ili mora

da preuzme kompletan zadatak aktiviranja kočnog sistema i energetskog obezbeĎenja

kočenja, uz stvaranje odreĎene sile kočenja na točkovima, takozvani mehanizmi sa punim

servo dejstvom.

U tom smislu danas su u upotrebi sledeći prenosni kočni mehanizmi:

- mehanički prenos

- hidraulički sa ili bez servo pojačanja

- hidraulički sa punim servo dejstvom

- pneumatski sa punim servo dejstvom

- hidro-pneumatski sa servo pojačanjam ili sa punim servo dejstvom

Koji će se od sistema izabrati zavisi od više faktora, od kojih je jedan osnovni – kolika

se energija mora predati kočnicama.

364

Mehaniĉki prenosni mehanizam je tipičan primer sistema kod kojih nema servo

pojačanja, već se energija vozača ili rukovaoca mašinom direktno prenosi do kočnica. Samim

tim jasno proizilazi da je mogućnost primene ovog mehanizma dosta ograničena. Kod radnih

kočnica mehanički prenos se danas primenjuje samo kod sporohodnih lakih vozila i manjih

traktora.

MeĎutim kod izvoĎenja parkirnih kočnica ovaj mehanizam je veoma široko

rasprostranjen i to iz više pozitivnih razloga:

- tokom vremena ne dolazi do slabljenja dejstva sile kočenja

- praktično i lako se vrši razvod do parkirne kočnice (najčešće na kardanskom vratilu

ili na zadnjim točkovima vozila) i omogućava odgovarajući prenosni odnos: sila na ručici

komande prema sili na kočnicama.

Pored toga mehanički prenos je relativno jednostavan i jeftiniji od ostalih prenosnih

sistema.

Nedostaci mehanički prenosa su takoĎe brojni, a svode se na nekoliko osnovnih: moţe

da se prenese relativno mala energija, isključivo mišićima rukovaoca, razvod ka svim

točkovima je komplikovan i često nepouzdan, osetljiv je na uslove okoline, atmosferalije kao

i mogućnost oštećenja.

Slika XIV.5-1 Shema mehaničkog prenosnog mehanizma

parkirne kočnice putničkog vozila

1.Radne kočnice prednjih točkova 2. Poluga parkirne kočnice

3. Pedala radne kočnice 4. Glavni kočioni cilindar

5. Kočnice zadnjih točkova (radna i parkirna)

6. Razvodna zatega 7. Čelično uţe

365

Slika XIV.5-2 Shema mehaničkog prenosnog mehanizma

parkirne kočnice teretnog vozila

1. Ručica parkirne kočnice 2. Prenosna poluga

3. Ozubljeni doboš sa skakavicom 4. Čelično uţe

5. Zavojni mehanizam za podešavanje zazora

6, 7, 8. Poluţni mehanizam 9. Poluga za aktiviranje kočnice

Slika XIV.5-3 „Standardno“ izvoĎenje mehaničkog prenosnog

mehanizma radne i parkirne kočnice traktora

Hidrauliĉni prenosni mehanizam predstavlja najrasprostranjeniji sistem prenosa

pogotovo kod kočnih mehanizama putničkih, lakih teretnih i dostavnih automobila. Kod lakih

vozila, masa do 1000 kg, svaki vozač moţe da razvije dovoljnu energiju za kočenje tako da

nije potrebno pojačanje sile kočenja servo pojačivačima. MeĎutim kod lakih teretnih i

dostavnih vozila najčešće je neophodna pomoć servo pojačivača sile kočenja. Kod putničkih

automobila isključivo radi udobnosti i povećanja bezbednosti vozila i putnika, servo

pojačivači, najčešće vakumskog tipa su već serijska oprema svih putničkih vozila.

Ova vrsta prenosnog mehanizma je dosta komplikovanje gradnje od mehaničkog i svoj

rad zasniva na prenosu pritiska kočione tečnosti od glavnog kočionog cilindra na kočione

cilindre u kočnicama. Pritiskom na klipove unutar cilindara stvara se sila kojom se kočnice

aktiviraju.

366

Slika XIV.5-4 Funkcionalna shema raspodele pritiska i

zapremine kod hidrauličkog sistema kočenja

Shodno slici XIV.5-4 očigledno je da glavni kočioni cilindar mora da ima zapreminu

koja je jednaka zbiru zapremina svih pojedinih cilindara u kočnicama. Upravo u tome se i

ogleda ograničenost ovakvog sistema kočenja na laka i dostavna vozila.

Slika XIV.5-5 Funkcionalna shema hidrauličkog prenosa

komandi kod kočnog sistema

MeĎutim, jedna od bitnih prednosti ovakvog sistema prenosa komandi je relativno

lako zadovoljenje zahteva navedenih u ECE pravilniku da kočnice moraju da imaju i pomoćni

sistem kočenja. Kod hidrauličkih sistema je moguće razvod do cilindara na kočnicama izvesti

u više nezavisnih razvodnih grana, čime se bitno povećava bezbednost vozila i sigurnije

kočenje.

Ceo sistem se sastoji od: komandne pedale koja se aktivira potiskom noge, glavnog

kočionog cilindra sa dve nezavisne komore, usled čega se i naziva tandemski glavni kočioni

cilindar, razvodnog sistema, radnih kočionih cilindara u kočnicama i same kočnice.

Na slici XIV.5-5 prikazan je hidraulični razvodni sistem sa dva nezavisna kočiona

kruga, kočioni krug prednjih kočnica i kočioni krug zadnjih kočnica, tako da u slučaju

otkazivanja jednog kočionog kruga, drugi je i dalje u funkciji, tako da vozilo moţe da se koči,

ali sa smanjenim performansama kočenja. Princip rada je sledeći: pritiskom noge na pedalu

367

kočnice, sila noge povećava pritiska u glavnom kočionom cilindru, te shodno Paskalovom

zakonu, talas pritiska se veoma brzo ravnomerno rasprostire do radnih cilindara, u kojima se

klipovi razmiču i dejstvuju na kočne elemente u kočnicama. Na vozilima novije generacije,

kao prednje kočnice su u primeni disk kočnice a na zadnjim disk ili doboš kočnice, pri čemu

doboš kočnice omogućuju lakše ostvarivanje konstrukcije ručne (parkirne) kočnice sa

zadovoljavajućim performansama.

Hidraulični sistemi rade sa pritiscima reda veličina 120 bar a kratkotrajno i do 200 bar,

što uglavnom zavisi od veličine radnih cilindara, odnosno hoda klipa u glavnom kočionom

cilindru.

Hidraulični sistemi spadaju u red veoma „zahvalinih sistema“ za odrţavanje s obzirom

da mogu da rade bez posebnog odrţavanja duţi vremenski period.

Raspodela koĉionih krugova

Kako je već rečeno, hidraulični sistem prenosa omogućava korelativno lako

konstruisanje sistema sa više nezavisnih kočionih krugova – najmanje dva do četiri, sa

različitim mogućnostima rasporeda rada kočnica.

Dvokruţni koĉioni sistema se u principu konstruiše sa tri načina raspodele:

takozvani „crno-beli“ sistem (slika XIV.5-6 a), dijagonalni sistem (slika XIV.5-6 b) i

trougaoni sistem (slika XIV.5-6 c).

Slika IX.5-6 a Funkcionalna shema dvokruţnog

sistema sa „crno-belom“ raspodelom

„Crno – bela“ varijanta raspodele je u tome što jednu granu čine kočnice prednjih a

drugu kočnice zadnjih točkova. Stoga je kočenje prednjih kočnica potpuno nezavisno od rada

zadnjih kočnica. Raspodela kočnih sila po osovinama je moguća u svakom odnosu (zavisno

od raspodela teţina), ali kod teretnih vozila je najčešće 70% : 30%.

Kod dijagonalnog sistema, takoĎe je nezavisno kočenje po dva točka, s tim što su u

jednom krugu uvek po jedan prednji i jedan zadnji točak. I u ovakvom sistemu je moguće

ostvarivanje različitih sila kočenja prednjih i zadnjih točkova izborom radnih cilindara

različitih prečnika, s obzirom da je pritisak kočione tečnosti u sistemu jednak.

368

Slika XIV.5-6 b Funkcionalna shema dvokruţnog

sistema sa „dijagonalnom“ raspodelom

Velika negativnost ovakvog sistema je što pri „ispadanju“ jednog kočnog kruga ili

razlike u pritisku iz bilo kog razloga (recimo curenje tečnosti), moguće je zanošenje vozila u

stranu, usled dejstva nejednakosti sila kočenja na točkovima jedne osovine. Iz ovih razloga

ovaj sistem raspodele spada u grupu „istorijskih“ sistema.

Trougaoni sistem raspodele se primenjuje u principu kod višecilindričnih disk

kočnica (dva do četiri radna cilindra po jednoj kočnici), tako da je moguće da oba kruga uvek

dejstvuju na oba prednja točka i na po jedan zadnji.

Slika XIV.5-6 c Funkcionalna shema dvokruţnog

sistema sa „trougaonom“ raspodelom

Posebna podvarijanta ovog sistema je raspodela gde jednom kočionom krugu

pripadaju sve četiri kočnice a drugom kočionom krugu samo prednje kočnice.

Sva tri gora navedena sistema raspodele nemaju nikakvo servo dejstvo, to jest nemaju

pojačanja sile kočenja u sistemu, što sa svoje strane ih ograničava na primenu samo kod

relativno lakih vozila. MeĎutim logičku nadgradnju hidrauličkih sistema raspodele predstavlja

ugradnja servo pojačivača sa punim servo dejstvom, čime se pruţaju praktično neograničene

mogućnosti primene.

Servo pojačivačima je moguće silu aktiviranja kočenja, koju inicira vozač, višestruko

povećati, pa time i pritisak kočione tečnosti u celom sistemu. Time se sila kočenja koju daje

vozač sada svodi samo na iniciranje kočenja.

369

Slika XIV.5-7 Hidraulični sistem prenosa sa servo

pojačivačem sile kočenja

Princip ugradnje servoureĎaja je u tome da se ispred glavnog kočionog cilindra postavi

servopojačivač, koji energiju dobija od nekog spoljnog izvora, na primer podpritisak iz usisne

grane kod benzinskih motora ili posebne vakumpumpe kod dizel motora. S obzirom da servo

pojačivači rade na principu razlike u pritiscima u komorama ispred i iza membrane, moguće

je da se u jednu komoru dovede i nadpritisak iz kompresora, što se primenjuje kod manjih

teretnih vozila, koji imaju kompresor.

U slučaju otkaza servopojačivača, funkcija kočenja ostaje i dalje, s obzirom da se

prenos sile i dalje vrši mehanički od klipne poluge na potisnu polugu (slika XIV.5-8), s tom

razlikom što je potrebno znatno veća sila vozača na pedalu kočnice, kako bi se ostvario

ţeljeni efekt kočenja.

Servopojaĉivaĉ sile koĉenja na bazi podpritiska

Kod vozila sa benzinskim motorom moguće je iz usisne cevi motora „razdeliti

podpritisak“ i isti sprovesti do servopojačivača, te na osnovu razlike u pritiscima izmeĎu

atmosferskog i vakumskog podpritiska pojačati silu kočenja.

S obzirom da je podpritisak u usisnoj cevi dosta mali (oko -0,2 bar), za stvaranje

dovoljne sile za pojačanje potrebne su relativno velika zapremina komora i površina „klipa“,

čiju funkciju preuzima membrana. Ovakav uslov onemogućuje kompaktnost konstrukcije, ali

i zahteva veće vreme punjenja i praţnjenja komora, što se odraţava na produţenje vremena

reakcije kočnog sistema. Kod vozila sa dizel motorom, gde je podpritisak u usisnoj grani

neznatan, podpritisak se stvara u posebnoj vakumpumpi, koja energiju dobija direktno od

motora.

370

Slika XIV.5-8 Presek servopojačivača sile kočenja na bazi podpritiska

Hidrauliĉni servopojaĉivaĉ sile koĉenja

Kod vozila sa servo sistemom za upravljanje, koji sadrţi hidrauličnu pumpu visokog

pritiska, moguće je pritisak iz akumulatora pritiska odvesti do hidrauličkog servopojačivača

sile kočenja. Nasuprot servopojačivaču na bazi podpritiska, hidraulički servopojačivač ne

zahteva veliki prostor za ugradnju, nezavisan od rada motora a dejstvo pojačanja je

ravnomernije i brţe, te je kao takav ima više pozitivnih karakteristika od vakumskog.

Isto tako i sa aspekta bezbednosti hidraulični servo pojačivači su značajno sigurniji.

Naime, u slučaju otkaza motora, kada je kočenje sa pojačanjem na bazi podpritiska moguće

sprovesti najviše 2 do 3 puta, hidrauličkim servopojačivačem, iz akumulatora pritiska, to je

moguće najmanje 10 puta.

Hidro-pneumatski (kombinovani) prenosni mehanizam sa servo pojaĉanjam

U ovom slučaju radi se o kombinovanom hidrauličko - vazdušnom sistemu razvoda,

kod koga je izvršni deo ureĎaja uglavnom hidraulični, dakle kočnica na točku je sa

hidrauličnim cilindrima, dok se sila kočenja pojačava vazdušnim ili vakumskim servo

ureĎajem.

371

Slika XIV.5-9 Karakteristika jednog servo pojačivača u

funkciji pritiska kočnog fluida (ph) i sile na pedali kočnice (Fp)

Pneumatski prenosni mehanizam sa punim servo dejstvom

Pod mehanizmima sa punim servo dejstvom podrazumevaju se ureĎaji koji aktiviranje

kočnica ostvaruju isključivo pomoću spoljnog energetskog izvora (na primer sabijeni vazduh),

dakle potpuno bez uticaja veličine sile na pedalu kočnice. Njihova primena je zastupljena kod

kočnica svih vozila većih masa uključujući i autobuse. U odnosu na hidrauličke sisteme,

pneumatski (kako se uobičajeno ovi ureĎaji i nazivaju) imaju nešto duţi odziv na komandu,

odnosno dok se u svim vodovima ne uspostavi pun pritisak. Pneumatski sistemi su dosta

sloţene konstrukcije, sa dosta pripadajućih komponenata, pa samim tim i jedan od najskupljih

ureĎaja na vozilu.

XIV.5.2 Vrste koĉnica prema konstrukciji

Na motornim vozilima danas se koriste skoro isključivo kočnice tipa doboš i disk

kočnica. Naziv doboš kočnice su dobile upravo stoga što se sastoje od jednog doboša unutar

koga potiskom odgovarajućeg cilindra (vazdušnog ili hidrauličnog) na kočne papuče sa

frikcionom oblogom, koje naleţu na doboš, ostvaruju frikciju izmeĎu papuča i doboša te

samim tim i odgovarajuću silu kočenja.

372

Slika XIV.5-10 Funkcionalna šema kočnog sistema i vazdušnog

ogibljenja autobusa Nibus 95.01

373

Doboš koĉnice spada ju u grupu tipično radijalnih kočnica, dakle kod kojih normalne

sile na frikcionu površinu dejstvuju u radijalnom pravcu na doboš.

Slika XIV.5-11 Tipična konstrukcija doboš kočnica za putničko vozilo

a) prednja kočnica b) zadnja kočnica sa parkirnom a) 1. Potisni cilindar 2. Povratna opruga 3.Kočna papuča sa frikcionom površinom

4. Osigurač papuče 5. Povratna opruga 6.Doboš

b) 1. Potisni cilindar 2. Poluga parkirne kočnice 3. Poluga parkirne kočnice

4. Osigurač papuče 5. Povratna opruga 6. Kočna papuča sa frikcionom površinom

7. Doboš 8. Ekscentrični element za podešavanje zazora

Zavisno od vrste kočnica, koriste se jedan ili dva potisna cilindra postavljeni jedan

naspram drugog (slika XIV.5-12). Kočnice sa jednim potisnim cilindrom nazivaju se

simpleks kočnice (a, b, c), dok one sa dva cilindra: dupleks (d, e) i duodupleks (f). Kod

kočnica koje se aktiviraju hidraulički, za parkirnu kočnicu koristi se poseban mehanički

mehanizam, koji je uvek potpuno nezavisan od radne kočnice. Za razliku od kočnica starijeg

godišta, kada se podešavanje zazora izmeĎu frikcione površine papuča i doboša vršilo ručno,

putem ekscentričnog elementa, savremene kočnice imaju potpuno automatsko odreĎivanje

zazora izmeĎu ovih elemenata.

Slika XIV.5-12 Načini izvoĎenja doboš kočnica

Simpleks kočnice (a,b, c) Dupleks kočnice (d, e) Duodupleks (f)

374

Kod ove vrste kočnica doboš je neposredno povezan za točak ili za glavčinu točka, i

obrće se zajedno sa njim, dok je noseća ploča kočnice, sa kočnim cilindrom i kočionim

papučama nepokretna, čvrsto vezana za osovinu vozila.

Za razliku od radnih kočnica koje su vek smeštene uz kočeni točak, kod vozila velike

mase a takoĎe i kod radnih mašina sa radnim kočnicama koje su u disk izvoĎenju, parkirna

kočnica moţe da bude kao doboš kočnica smeštena na kardanskom vratilu izmeĎu menjača i

glavnog osovinskog prenosnika (najčešće odmah iza menjača). Time se znatno štedi na

veličini same kočnice, s obzirom da se kočni moment koga ona ostvaruje do točkova

multiplicira prenosnim odnosom u glavnom prenosniku.

Kao i kod doboš kočnica doboš je neposredno povezan sa obrtnim delom, dakle sa

kardanskim vratilom, dok je ostali deo mehanizma kao i kočne papuče nepokretan, odnosno

čvrsto vezana za noseću strukturu vozila.

Disk koĉnice spadaju u grupu aksijalnih kočnica s obzirom da se sila na frikcionu

površinu ostvaruje aksijalnim dejstvom frikcione površine na disk.

Prema konstrukciji postoje u principu dva tipa:

a) Kočnice sa diskom i stegom (čeljusti), koja samo po jednom segmentu zahvata

disk

b) Kočnice sa diskom i lamelastom frikcionom površinom, koja se po celom obimu

naslanja na disk.

Disk kočnica sa stegom predstavlja osnovni vid izvoĎenja i koristi se u principu kod

svih putničkih i teretnih vozila, dok se kočnice sa lamelastom frikcionom površinom

uglavnom koriste kod graĎevinskim mašina ili kod vozila sa nekim posebnim namenama.

Disk kočnice je kao i kod doboš kočnica neposredno povezan sa točkom ili glavčinom točka,

dok je stega nepokretna, čvrsto vezana za noseću strukturu vozila. Ona istovremeno

predstavlja i kućište kompletnog mehanizma kočnice kojim se ostvaruje potisak frikcione

površine na disk.

Slika XIV.5-13 Tipična konstrukcija disk kočnica za putničko vozilo

1. Disk 2. Stega 3. Potisni klip 4. Frikciona obloga

Prema konstrukciji postoje disk kočnice sa jednim ili dva potisna elementa (klipa) od

kojih se svaki nalazi na jednoj strani diska. Kod vozila koja imaju samo jedan potisni klip

stega kočnica je aksijalno pomerljiva, kako bi kočione pločice podjednako nalegale na disk.

Kod kočnica sa dva potisna klipa stega obično nije aksijalno pomerljiva. Prenos sile kod

putničkih vozila vrši se u principu hidraulički, dok kod većih teretnih vozila uključujući i

autobuse u principu je pneumatski.

375

Slika XIV.5-14 Tipična konstrukcija disk kočnica za putničko vozilo sa parkirnom

kočnicom

1. Potisni klip 2. Podloška klipa 3.Ležišna podloška

4. Navrtka 5. Zavojno vreteno 6. Kulisni mehanizam

7. Poluga parkirne kočnice 8. Opruga

Kod vozila velike mase, kod kojih kočnice moraju da ostvare i veliku kočnu silu, a

takoĎe i zbog kvalitetnijeg naleganja kočionih pločica na disk, disk kočnice mogu imati dva

ili čak i četiri potisna klipa (po dva sa svake strane diska).

Kada je potrebno da disk kočnice ostvaruju i funkciju parkirne kočnice, kako je već

rečeno, za prenos sile koristi se poseban mehanički mehanizam, koji je uvek potpuno

nezavisan od radne kočnice, kod koga se mehanizam aktivira hidraulički. Zazor izmeĎu diska

i frikcione površine ostvaruje se automatski elastičnom deformacijom gumenih zaštitnih

elemenata u samom potisnom klipu ili pak pomoću opruge koja je tako izraĎena i vezana da

se prilikom zakretanja u jednu stranu odmotava i time širi, a u suprotnu stranu ne ometa

relativno pomeranje voĎice.

Slika XIV.5-15 Disk kočnica sa diskom koji ima ventilacioni efekt

Konstrukcija diska je takoĎe različita zavisno od veličine vozila u koje se kočnica

ugraĎuje. Kod vozila sa višom brzinom kretanja i većom masom, kočnica, kako smo već

videli u teorijskom delu, oslobaĎa se i veća količina toplote, te se stoga koriste diskovi sa

prorezima koji imaju ventilacioni efekt radi lakšeg i kvalitetnijeg odvoĎenja toplote (slika

XIV.5-15).

376

XV. SIGURNOST AUTOMOBILA I PUTNIKA

I SMANJIVANJE POSLEDICA NESREĆA

XV.1 Opšte postavke

Problemi vezani za sigurnost putnika i vozila u saobraćaju predstavljaju veoma

kompleksan problem, čija realna analiza moţe samo u takvoj konstelaciji da se posmatra i

razmatra.

Jedan uprošćeni model sistema čovek-vozilo-okolina, predstavljen je na slici XV.1.

Slika XV.1 Uprošćeni model vozač-vozilo-okolina

Vozač svojim aktivnim delovanjem u voţnji prilagoĎava brzinu kretanja vozila,

uzimajući u obzir:

- uslove okoline (uslovi puta, intenzitet saobraćaja i vremenske prilike),

- sposobnost vozila (pre svega sa aspekta pogonskog motora i kvaliteta kočenja)

- potrebe da odrţi ţeljeni pravac i rutu putovanja,

- bezbednosne mere da savlada iznenadne pojave i prepreke na putu

Sve gore date uticajne parametre, vozač rešava takoĎe i pod uticajem drugih faktora

kao što su:

- različita opaţanja i naprezanja kojim kojima je izloţen

- drugi putnici ili teret u vozilu

- trenutna psihofizička kondicija

- realne tehničke karakteristike vozila

- unutrašnja opremljenost vozila

Radi jednostavnijeg proučavanja pobrojanih uticajnih faktora, pokušavano je

različitim matematičkim modelima da se izvrši analiza i pronaĎe tačna korelacija faktora,

meĎutim, dosadašnji rezultate očekuju još znatna poboljšanja.

Za sada se u analizi, pribegava razdvajanju uticajnih faktora na sledeće segmente:

377

- Psihofizičke sposobnosti, koji u principu spadaju u probleme medicine, koja daje

smernice drţavnim organima u donošenju propisa i ograničenja u toj oblasti (godine starosti

za vozače, trajanje voţnje u okviru 24 sata i slično )

- Vozilo sa aspekta prilagoĎenosti uslovima čovek - vozilo, što spada u domen

ergonomije i

- Segment sigurnost vozila i putnika, kao i sigurnost drugih učesnika u saobraćaju

U predviĎenom obimu materije ove knjige i programu predmeta, za sada ćemo

razmotriti samo treću od gore pobrojanih oblasti.

XV.2 ASPEKTI SIGURNOSTI VOZILA, PUTNIKA I OSTALIH

UĈESNIKA U SAOBRAĆAJU

S obzirom da ima više uticanih faktora na sigurnost vozila i putnika, oblast sigurnosti

vozila je podeljena u dva glavna segmenta:

a) aktivna sigurnost i

b) pasivna sigurnost

pri čemu svaki od ovih segmenata ima dosta uticajnih faktora, koje je najčešće teško sve

pobrojati, te ćemo navesti samo one koje su najčešći faktori nezgoda.

XV.2.1 Aktivna sigurnost

Aspekt aktivne sigurnosti sa aspekta vozila obuhvata pre svega preventivne mere, koje

konstruktor vozila mora da obuhvati još u fazi projektovanja vozila, a koji se odnose na

sistem vozač – vozilo - put, kako ne bi došlo do konfliktnih situacija.

Mere koje spadaju u ovu grupu su:

- nalaţenje mogućnosti za blagovremeno uočavanje i reagovanje u odnosu na ostale

učesnike u saobraćaju (pešaci i ostala vozila) i ograničenju informacija koje vozač prima, sve

sa aspekta otklanjanja mogućnosti za saobraćajne nezgode,

- mere u odnosu na vozilo, koje se odnose u otklanjanju mogućih konfliktnih situacija,

kao što su:

a) efikasnost i pouzdanost kočionog i upravljačkog sistema vozila

b) smanjivanje i otklanjanje neodgovarajućih uslova u vozilu (konfor voţnje, buka,

oscilacije, provetravanje i klimatizacija, ne odgovarajući raspored komandi i ergonomski

faktori).

Pored gore navedenih mera, koje se odnose na zadatke konstruktora, u aktivnu

sigurnost saobraćaja, spadaju i zadaci društva - pre svega na infrastrukturu saobraćaja, policije

i stručnih sluţbi, a koje se odnose na blagovremeno proučavanje prohodnosti puteva i

projektovanju novih i sigurnih saobraćajnica, otklanjanja zagušenja u saobraćaju, postavljanje

branika na opasnim deonicama, rekonstrukcija "crnih tačaka", kao i stalno usavršavanje

pravne i respektivne regulative.

Dakle, sa aspekta vozila, osnovni elementi aktivne bezbednosti su:

- bezbednost voţnje (mogućnost blagovremenog i pouzdanog upravljanja i kočenja,

ubrzanja i sličnog)

- uslovna bezbednost (konfor voţnje: udobnost i ergonomija sedišta, buka i

oscilacije vozila, provetravanje i klimatizacija)

- bezbednost upravljanja i rukovanja (pouzdanost sistema: točkovi, kočnice i

upravljački sistem)

378

- blagovremenost opaţanja, pod kojom se moţe da se svrsta oprema za signalizaciju i

osvetljavanje, vidljivost kroz vozačko staklo (odmrzavanje, sušenje i brisanje vetrobrana,

akustički signali za upozorenje i alarm).

Slika XV.2-1 Elementi aktivne sigurnosti vozila i putnika

1.Farovi i svetlosna signalizacija 2. Vetrobrani

3. Retrovizori 4. Unutrašnjost vozila

5.Vidno polje 6. Konfor putnika

7. Poteznica vozila (vučni ureĎaj) 8. Noţne komande

9. Vozni postroj i elektronska kontrola stabilnost

Problemi razvoja vozila sa aspekta konstrukcije i bezbednosti danas se rešavaju u

principu primenom teorije sličnosti. Baza ove teorije je u tome da se od provereno dobro

koncipiranih modela, dalje razvijaju sledeći, sa drugim dizajnom, ali u principu na istoj

konstruktivnoj platformi, na koju se dodaju različiti sklopovi i agregati. Primer takvih vozila

je dat na slici XV.2-2.

Slika XV.2-2 Različita vozila koncipirana na istoj platformi koncerna Volks Wagen

379

XV.2.1.1 Farovi i svetlosna signalizacija

Ovim sistemom se obuhvataju sva svetla za daljinu (farovi), oborena svetla u slučaju

mimoilaţenja sa drugim vozilom, prednja i zadnja svetla za maglu napred, prednja i zadnja

poziciona svetla a kod teretnih automobila i gabaritna svetla, stop svetla, pokazivači pravca

kretanja i sa njima sigurnosna parkirna svetla, svetla registarske tablice i za voţnju unazad.

Shodno propisima, na vozilima smeju da se koriste samo od proizvoĎača propisani i

homologovani svetlosni ureĎaji i delovi (sijalice, refleksni zaštitnici sijaličnih paketa i slično).

Regulative kojom je definisana ova oblast data je pravilnikom ECE R 21.

Isto tako ECE pravilnikom je regulisan kvalitet sočiva kao i boja svetla. Na primer, do

donošenja ECE pravilnika, francuska vozila su imala svetla ţute boje, što je objašnjavano

kraćom talasnom duţinom ţutog svetlosnog zraka. Prema ECE pravilniku svetla sada moraju

biti isključivo bele boje.

MeĎunarodne regulative koje definišu ureĎaje i delove za svetla i signalizaciju su

ECE 1 do 8, 20; 31; 48; 65; 77.

Jačina svetala je zakonska regulativa i u Republici Srbiji je regulisana Zakonom o

bezbednosti u saobraćaju, odnosno pravilnikom "tehnički uslovi kojima moraju odgovarati

pojedini ureĎaji na vozilima.

Slika XV.2-3 Elementi svetlosne signalizacije

1. Svetla za maglu 2. Farovi i oborena svetla

3. Poziciona i gabaritna svetla 4. Stop svetla

5. Refleksna signalizacija (katadiopteri) i 6. Svetla maglu, voţnju unazad

svetla registracione tablice i zadnja poziciona svetla

7. Pokazivači smera i sigurnosna svetla

U budućnosti se predviĎa ugradnja kompjuterom kontrolisanih farova, koji bi

omogućavao vozaču da ostavi glavna svetla konstantno uključena. Uz pomoć kamera ovaj

sistem bi prepoznavao nailazeću situaciju u saobraćaju i prema njoj podešavao raspodelu

svetlosti.

XV.2.1.2 Vetrobran

Pod kojom spadaju svi uslovi za kvalitetnu vidljivost kroz vozačko staklo, odnosno:

odmrzavanje i sušenje, brisači, perači vetrobrana, propustljivost svetlosti i rasprskavanje ili

onemogućavanje rasprskavanja vetrobrana u slučaju udesa.

XV.2.1.3 Retrovizori

Kojima se pruţa mogućnost uočavanja ostalih učesnika u saobraćaju, a koji se nalaze

iza vozila. Vrsta i poloţaj retrovizora definisanu su regulativama ECE R 46.

380

XV.2.1.4 Unutrašnjost vozila

Pod rečju "unutrašnjost vozila" definišu se brojni elementi koji se nalaze u samom

vozilu a omogućavaju bezbednost voţnje i putnika: plafon i bočne površine vozila, simboli,

kontrolna svetla, brzinomer i ostali instrumenti (na primer unutrašnji i spoljni termometar, sat,

merač količine goriva), upravljački ureĎaj i podešenost upravljača prema vozaču, unutrašnja

zaštita putnika kod sudara (vazdušni jastuci).

XV.2.1.5 Vidno polje

Neosporno je da za vozača mora da bude obezbeĎeno izvanredno vidno polje, po

mogućnosti bez mrtvih uglova. Ispitivanje vidnog polja se vrši u specijalnoj prostoriji sa

trodimenzionalnim koordinatnim sistemom, pri čemu je koordinatni početak postavljen u

propisanoj tački, ispred vetrobranskog stakla, po sredini vozila. Ispitivanje se izvodi

merenjem vidnog ugla iz najmanje dve propisane tačke sa sedišta vozača. Proces ispitivanja

vidnog polja definisan je standardom evropske unije 77/649 EWG .

Slika XV.2-4 Trodimenzionalni koordinatni sistem za merenje vidnog polja

XV.2.1.6 Udobnost putnika

U smislu ove tačke bezbednosti vozila, podrazumeva se pre svega udobnost putnika,

uključujući i dobro provetravanje kabine vozila i odgovarajući temperaturni uslovi. Sama

sedišta, način učvršćivanja istih, podešavanje po poduţnom pravcu vozila i po visini,

propisano je odgovarajućim normama. Radna temperatura u kabini nije propisana, meĎutim

sami proizvoĎači, pre svega radi svoga renomea, obezbeĎuju kvalitetno grejanje i

klimatizaciju kabinskog prostora.

Deo regulativa iz ove oblasti obuhvaćen je brojnim pravilnicima: 78/548 EWG; ECE

R 11; R 32; R 44

XV.2.1.7 Poteznica vozila

Kada se govori o poteznici vozila, pre svega se misli na konstrukcioni oblik iste, način

učvršćivanja za vozilo, visinu poteznice od horizontalne ravni na kojoj stoji vozilo, ali i

opterećenje koje prikolica, preko poteznice, izaziva na vozilo. Sve ove karakteristike su

propisane odgovarajućim standardima. Za putnička vozila oblik spojničke lopte propisan je

standardom SRPS ISO 1103 i SRPS ISO 3853 iz 2001. godine. Za teretna vozila vučni

ureĎaji su takoĎe propisani standardima, ali se ovde neće navoditi, s obzirom da ih ima više

tipova i vrsta (vučno sedlo, vučni klinasti ureĎaj, vučna oka i slično).

381

U principu, poloţaj i mesto učvršćivanja odreĎuje proizvoĎač, što je uobičajeno za

teretna vozila, meĎutim kod putničkih vozila ova veoma vaţna karakteristika obično nije

propisana od strane proizvoĎača. Stoga pri montiranju poteznice mora da se obezbediti da

horizontalna vučna sila na vozilo, nastala vučom prikolice, ne dejstvuje na visini višoj od

visine teţišta vozila, s obzirom da bitno utiče na bezbednost i raspodelu sila po osovinama i

vučnu silu vozila na točkovima.

Dozvoljeno opterećenje poteznice propisuje proizvoĎač, zavisno od vozila, ali ono

uobičajeno iznosi

- Vertikalno opterećenje poteznice:

za putnička vozila najviše 500 N

za terenska vozila klase M1 najviše 700 N

- Horizontalno opterećenje shodno tački XV.2.1.8.

Shodno zakonu o bezbednosti u saobraćaju, poloţaj poteznice nesme da bude van

gabarita vozila u slučajevima kada se ne vuče prikolica.

XV.2.1.8 Dozvoljena masa prikljuĉnog vozila

Dozvoljena masa priključnog vozila (prikolica) koje se priključuju na vozila tipa M1

(vozila koja imaju pored sedišta vozača najviše još osam sedišta), prema meĎunarodnim

propisima, direktno zavisi od mase vozila koje je spremno za voţnju, pri čemu se pod ovom

masom podrazumeva: masa praznog vozila uvećana za prosečnu masu vozača od 75 kg i mase

koja je jednaka 90 % od mase tečnog goriva koje moţe da stane u rezervoar.

S obzirom da se tehničkim podacima o vozilu najčešće daje zapremina rezervoara,

prosečna gustina goriva se uzima: za benzin 0,75 kg/l

za dizel gorivo 0,84 kg/l

Na osnovu gore iznetog, dozvoljene mase prikolica su:

Prikljuĉno vozilo bez koĉnice: Najviše do polovine mase vozila spremnog za voţnju,

pri čemu masa prikolice ne moţe da bude veća od 750 kg.

Prikljuĉno vozilo sa inercionom koĉnicom:

- za putnička vozila, masu prikolice sa inercionom kočnicom odreĎuje proizvoĎač

vozila. MeĎutim ako se takva karakteristika ne moţe naći, kod putničkih vozila sa pogonom

na jednoj osovini: najveća masa prikolice moţe da iznosi najviše do mase vozila spremnog za

voţnju, pri čemu masa priključnog vozila ne moţe da bude veća od 3500 kg.

- za terenska vozila (pogon na svim točkovima), masu priključnog vozila takoĎe

odreĎuje proizvoĎač, meĎutim ako se takva karakteristika ne moţe naći, masa priključnog

vozila sa inercionom kočnicom moţe da bude jednaka 1,5 puta od mase vozila, s tim da ne

sme da bude veća od 3,5 tone, bez obzira na masu terenskog vozila.

XV.2.1.9 Raspored i poloţaj noţnih komandi

Ova karakteristika je posebno vaţna kao jedan od aspekata bezbednosti, te je stoga

regulisana propisom ECE R 35.

Treba naglasiti da ove odredbe vaţe i za vozila za obuku vozača, koja moraju da imaju

tako zvane duple komande (za spojnicu i kočnicu), namenjene instruktorima.

XV.2.1.10 Vozni postroj

Pod voznim postrojem vozila, sa aspekta bezbednosti, misli se pre svega na kočni

sistem, ogibljenje sa prigušivačima vibracija (amortizere) i na točkove vozila. Njihov uticaj na

kvalitet voţnje je već ranije objašnjen u poglavlju II.5 “sistem oslanjanja i ogibljenja.

382

XV.2.1.10.1 Koĉni ureĊaji

Kako je već navedeno ranije, pod kočnim ureĎajima vozila podrazumevaju se svi

ureĎaji kojima se vrši usporenje, zaustavljanje vozila ili odrţavanje zakočenosti vozila u

mestu. Već prema tome, kočni ureĎaji se dele na radne, pomoćne i parkirne kočnice. Zbog

svoje veoma bitne uloge u oblasti bezbednosti, ova oblast je definisana pravilnicima, pre

svega ECE 13 i ECE 90. Kvalitet kočenja radnih i pomoćnih kočnica se ocenjuje na osnovu

puta kočenja i srednjeg usporenja vozila na tom putu, sa početnom brzinom ne manjom od 80

km/h.

Uslovi ispitivanja su dati u tabeli XV.2-1

XV.2.1.10.2 Radne koĉnice

Tabela XV.2-1 Uslovi i vrednosti koje radne kočnice treba da ispunjavaju

Radne kočnice Uslovi

Ispitivanje:

normalno ispitivanje sa hladnim kočnicama

i sa isključenim motorom *

brzina na početku kočenja: v ≤ 80 km/h

srednje usporenje a ≥ 5,8 m/s2

max. put kočenja:

2

0,1 m150

vS v brzina u [km/h]

Ispitivanje:

normalno ispitivanje sa hladnim kočnicama

i sa uključenim motorom**

brzina na početku kočenja: v =80 % vmax

ili v ≤ 160 km/h

srednje usporenje a ≥ 5,0 m/s2

max. put kočenja:

2

0,1 m130

vS v brzina u [km/h]

Najveća sila kojom vozač dejstvuje noţno kočenje max 500 N

ručno kočenje max 400 N

* rad motora je spojnicom razdvojen od obrtanja točkova

** spojnica motora je uključena, čime je energija zamajnih masa uključena u ukupnu energiju

koju treba kočnice da pretvore u toplotu

Sistem za kočenje na vozilima, je jedan od sistema koji se svakim danom usavršavaju

kako sa aspekta konstrukcije tako i upotrebom novih kočionih materijala.

Vrednosti date u tabeli XV.2-1, kao minimalni uslovi koje kočnice treba da zadovolje,

kod većine vozila su već davno premašena, tako da je kod putničkih vozila, uobičajeni

zaustavni put sa početnom brzinom od 100 km/h najčešće u granicama 40 - 50 m. Činjenica je

da usporenje, prilikom kočenja ne sme da bude ni previše veliko, s obzirom da bi isto izazvalo

negativan efekt pa i gubitak kontrole nad vozilom.

XV.2.1.10.3 Pomoćnim koĉnicama, pripadaju ureĎaji kojima se moţe vršiti

kontrolisano i bezbedno usporenje vozila do zaustavljanja.

Dejstvo pomoćnih kočnica se ispituje na sličan način kao i za glavne, s tim što je

najmanje dozvoljeno usporenje znatno manje, odnosno: ispitivanje se vrši početnom brzinom

od 80 km/h, sa hladnim kočnicama i sa isključenim motorom, pri čemu minimalno usporenje

ne sme da bude manje od 2,9 m/s2, a put kočenja mora da bude shodno vrednostima datim u

tabeli XV.2-1.

383

XV.2.1.10.4 Parkirne koĉnice imaju zadatak da već zaustavljeno vozilo, sa punim

opterećenjem, mogu kontrolisano i trajno da odrţe u zakočenom stanju, na nagibu od

najmanje 18%*.

Ukoliko je reč o skupu vozila, nepokretnost skupa parkirnom kočnicom mora da bude

obezbeĎena na nagibu od 9%**.

Napomena: *; ** Navedene vrednosti date su prema propisima EU.

XV.2.1.10.5 Usporivaĉi vozila, prema propisima, su ureĎaji koji moraju da obezbede

dugotrajno usporavanje samog vozila ili skupa vozila, pri čemu kočni koeficijent ne sme da

bude manji od 10% od ukupne mase skupa vozila. U principu usporivači su predviĎeni samo

za vozila ukupne mase preko 5 tona.

U uslovima tipskog ispitivanja kočnica vozila, kvalitet kočenja se ocenjuje na osnovu

puta kočenja i srednjeg usporenja vozila na tom putu, sa početnom brzinom ne manjom od 80

km/h (prema ZOBS -u ova brzina ne moţe da bude manja od 50 km/h).

MeĎutim, za kontrolu kočnica tokom eksploatacije vozila ovakva ispitivanja nije

moguće sprovesti, te se u tada za ocenu kvaliteta kočnica koristi takozvani kočni koeficijent,

koji je zakonom propisan u zavisnosti od vrste vozila.

Tabela XV.2-2 Zakonski minimum kočnih koeficijenata za pojedina vozila

Vrsta

vozila

Kočenje radnom kočnicom Kočenje pomoćnom kočnicom**

Kočni

koeficijent

Sila aktiviranja

noţno ručno

Kočni

koeficijent

Sila aktiviranja

noţno ručno

Kr ≥ [%] F ≤ [daN] F ≤ [daN] Kr ≥ [%] F ≤ [daN] F ≤ [daN]

L 40 50 20 20 50 20

M1 50 50 - 20 50 40

M2, M3 50 70 - 20 70 60

N 45 70 - 20 70 60

O 40 PK*≤ 8,6

bar

- 20 - -

T, C, K5a 25 60 40 - - -

R, K5b 25 - - - - -

* PK je pritisak u komandnom vodu prilikom kočenja u dvovodnim pneumatskim sistemima

** Vrednosti za kočenje pomoćnom kočnicom date su za slučaj kada je pomoćno kočenje

izvedeno kao poseban sistem

Pod kočnim koeficijentom podrazumeva se količnik ukupno ostvarene kočne sile

prema teţini vozila, odnosno, odnos ostvarenog usporenja prema ubrzanju zemljine teţe,

izraţene u procentima.

Ova vrsta ispitivanja se sprovodi na ispitnim valjcima, znači u uslovima statičkog

ispitivanja. Uslovi ispitivanja propisani su "Zakonom o bezbednosti u saobraćaju" - „pravilnik

o podeli motornih i priključnih vozila i tehničkim uslovima za vozila u saobraćaju“, članom

40, definiše najmanji kočni koeficijent za pojedina vozila (tabela XV.2-2)

XV.2.1.10.6 Toĉkovi

Pod pojmom “točak vozila” podrazumeva se sklop naplatka točka i pneumatika.

Zahtevi koje savremeni točak vozila mora da zadovolji, mogu da se svrstaju u tri osnovne

grupe, od kojih svaka ima svoje podgrupe:

384

bezbednost na drumu, koja u sebi obuhvata:

- čvrstinu točka i pneumatika

- sposobnost kvalitetnog “drţanja” puta

ekonomiĉnost voţnje, sa podgrupama

- cena pneumatika

- otpornost na habanje

- kvalitet i dubina gazećeg profila

- mali otpor kotrljanju

- neuravnoteţenost u granicama dozvoljenog

- mogućnost regeneracije gaznog sloja

udobnost, koja obuhvata pre svega

- vertikalnu i bočnu elastičnost

- kotrljanje bez posebnih gaznih i posebno visokih zvučnih efekata

Vrste toĉkova

Ova oblast obuhvata različite podele točkova, a pre svega prema nameni i svrsi

upotrebe. One u sebi sadrţi i niz podtema počev od podela naplataka i pneumatika. Tema i

namena ovog udţbenika nije da razraĎuje navedene oblasti, tako da ćemo se zadrţati samo na

temi konstrukcije pneumatika i to u opštim napomenama.

Savremene konstrukcije pneumatika se dele u dve osnovne grupe: dijagonalni i

radijalni pneumatik, koji su svoj naziv dobili prema načinu opleta korda (vlakna platna ili

čelika razdvojena gumom) i slojeva materijala koji daju čvrstinu pneumatika, tako zvani pojas

ili karkasa.

Zbog svojih povoljnih osobina “leţanja” i bočne elastičnosti prilikom kretanja po

kolovozu, radijalni pneumatici se u principu koriste kod svih vrsta vozila namenjenih kretanju

drumovima. MeĎutim, za radna vozila i graĎevinske mašine, čvrstoća pneumatika ima vaţniju

ulogu, u čemu su dijagonalni pneumatici dominantniji, te se oni tamo najčešće i koriste.

Zbog bitnog uticaja na konstrukciju i ponašanje upravljačkog mehanizma, nije

dozvoljena zamena pneumatika druge vrste od onih koje je propisao proizvoĎač vozila ili

mobilne mašine.

dijagonalni radijalni

Slika XV.2-5 Konstruktivna izvoĎenja pneumatika

385

Nazivne veliĉine naplatka

Pod ovim veličinama podrazumevaju se osnovne mere: širina naplatka (oznaka b na

slici XV.2-6), koja se, isključivo prema tradiciji, izraţava u colovima i prečnik naplatka (d)

koji se, takoĎe prema tradiciji, izraţava u colovima, meren izmeĎu naleţnih površina

pneumatika na naplatak (oznaka d na slici XV.2-6).

Obeleţavanje naplatka se vrši slovnom i brojnom oznakom, a odnosi se na širinu,

prečnik i oblik ruba naplatka, kao i oblik i simetričnost samog naplatka. Oznakom X

obeleţava se naplatak olučastog oblika ili oznakom - (povlaka), kada su naplatci ravnog

profila. Za simetrične naplatke, iza oznake prečnika, stavlja se i oznaka “S”, koja sugeriše da

je naplatak simetričan. Primera radi, naplatak, čije su oznake 1

4 142

JX -S, u suštini znače:

naplatak širine 1

42

cola, oznaka vrste ruba naplatka (J), profil naplatka je olučast (X) i

prečnik naplatka 14 cola, a sam naplatak je simetričan.

Slika XV.2-6 Nazivne dimenzije naplatka i pneumatika

Prečnik točka (D) je veličina koja u označavanju pa čak i proračunima nema posebnog

značenja niti oznaku. U proračunima kretanja, računa se sa veličinom “rd” – dinamički

poluprečnik točka, koji se razlikuje od proste polovine prečnika D. Veličina “rd” se ne navodi

u katalozima proizvoĎača, s obzirom da je funkcija više parametara, na primer: karakteristike

karkase, opterećenja, pritiska u pneumatiku i sličnom i dobija se isključivo merenjem

preĎenog puta točka, koji se kotrlja pod nazivnim opterećenjem, podeljen sa 2π.

Nazivne veliĉine pneumatika

Pod nazivnim veličinama pneumatika podrazumevaju se četiri osnovne veličine, koje

karakterišu neki pneumatik prema konstrukciji, nameni, nosivosti i dozvoljenoj brizni

kretanja. Ove karakteristike se nalaze u obliku posebnih obeleţja na bočnoj strani samog

pneumatika.

Širina pneumatika (B), veličina koja se uobičajeno obeleţava u milimetrima, i

označava širinu pneumatika merenu izmeĎu bokova, ne računajući nadvišenja zbog brojeva,

natpisa i sličnog. Od ove veličine treba razlikovati radnu širinu pneumatika koja znači samo

širinu gaznog sloja istog.

Visina pneumatika (H), kojom se označava, u istom sistemu mera kao i širina, visina

od osnove naplatka do gaznog sloja.

Visina i širina pneumatika se uobičajeno daju kao odnosi i obeleţavaju se kao H/B.

Neki proizvoĎači ovaj odnos nazivaju serijom, tako da se, na primer, često kaţe pneumatik

serije 70, koja označava da je odnos visine prema širini pneumatika 0,7.

386

Oznaka brzine (simbol brzine) - SI, predstavlja slovnu oznaku, koja definiše

maksimalnu brzinu, kojom taj pneumatik moţe da se kreće pod nazivnim opterećenjem.

“Dešifrator” simbola brzine dat je u tabeli XV.2-3.

Tabela XV.2-3 Simbol brzine na pneumaticima (SI)

Simbol Brzina

km/h

Simbol Brzina

km/h

Simbol Brzina

km/h

Simbol Brzina

km/h A1 5 B 50 L 120 U 200

A2 10 C 60 M 130 H 210

A3 15 D 65 N 140 V 240

A4 20 E 70 P 150 W 270

A5 25 F 80 Q 160 Y 300

A6 30 G 90 R 170

A7 35 J 100 S 180

A8 40 K 110 T 190

Indeks nosivosti – LI (Load Index), tabela V.2-5, predstavlja brojnu oznaku,

najčešće pored indeksa brzine, koja predstavlja samo šifru dozvoljenog opterećenja. Ova

oznaka svoje ima svoje značenje uvoĎenjem prvo od strane evropske tehničke organizacije

ETRTO, 1986. god. (The Europen Type and Rim Technical Organisation), a kasnije

evropskim pravilnikom ECE R54.

Tabela XV.2-4 Faktori korekcije nosivosti pneumatika pri korišćenju

na drugim brzinama od nominalne Faktor korekcije u % Dopuna

pritiska

Indeks

brzine

F

G

J

K

L

M

%

Brzina

km/h

0 +150 +150 +150 +150 +150 +150 +40

5 +110 +110 +110 +110 +110 +110 +40

10 +80 +80 +80 +80 +80 +80 +30

15 +65 +65 +65 +65 +65 +65 +25

20 +50 +50 +50 +50 +50 +50 +21

25 +35 +35 +35 +35 +35 +35 +17

30 +25 +25 +25 +25 +25 +25 +13

35 +19 +19 +19 +19 +19 +19 +11

40 +15 +15 +15 +15 +15 +15 +10

45 +13 +13 +13 +13 +13 +13 +9

50 +12 +12 +12 +12 +12 +12 +8

55 +11 +11 +11 +11 +11 +11 +7

60 +10 +10 +10 +10 +10 +10 +6

65 +7.5 +8.5 +8.5 +8.5 +8.5 +8.5 +4

70 +5.0 +7.0 +7.0 +7.0 +7.0 +7.0 +2

75 +2.5 +5.5 +5.5 +5.5 +5.5 +5.5 +1

80 ( 0 ) +4.0 +4.0 +4.0 +4.0 +4.0 0

85 +2.0 +3.0 +3.0 +3.0 +3.0 0

90 ( 0 ) +2.0 +2.0 +.0 +2.0 0

95 +1.0 +1.0 +1.0 +1.0 0

100 ( 0 ) 0 0 0 0

110 ( 0 ) 0 0 0

120 ( 0 ) 0 0

130 ( 0 ) 0

387

Tabela XV.2-5 Indeksi nosivosti pneumatika

Li daN Li daN Li daN Li daN Li daN 0 45 40 140 80 450 120 1 400 160 4 500 1 46,2 41 145 81 462 121 1 450 161 4 625 2 47,5 42 150 82 475 122 1 500 162 4 750 3 48,7 43 155 83 487 123 1 550 163 4 875 4 50 44 160 84 500 124 1 600 164 5 000 5 51,5 45 165 85 515 125 1 650 165 5 150 6 53 46 170 86 530 126 1 700 166 5 300 7 54,5 47 175 87 545 127 1 750 167 5 450 8 56 48 180 88 560 128 1 800 168 5 600 9 58 49 185 89 580 129 1 850 169 5 800

10 60 50 190 90 600 130 1 900 170 6 000 11 61,5 51 195 91 615 131 1 950 171 6 150 12 63 52 200 92 630 132 2 000 172 6 300 13 65 53 206 93 650 133 2 060 173 6 500 14 67 54 212 94 670 134 2120 174 6 700 15 69 55 218 95 690 135 2 180 175 6 900 16 71 56 224 96 710 136 2 240 176 7 100 17 73 57 230 97 730 137 2 300 177 7 300 18 75 58 236 98 750 138 2 360 178 7 500 19 77,5 59 243 99 775 139 2 430 179 7 750 20 80 60 250 100 800 140 2 500 180 8 000 21 82,5 61 257 101 825 141 2 575 181 8 250 22 85 62 265 102 850 142 2 650 182 8 500 23 87,5 63 272 103 875 143 2 725 183 8 750 24 90 64 280 104 900 144 2 800 184 9 000 25 92,5 65 290 105 925 145 2 900 185 9 250 26 95 66 300 106 950 146 3 000 186 9 500 27 97,5 67 307 107 975 147 3 075 187 9 750 28 100 68 315 108 1 000 148 3 150 188 10 000 29 103 69 325 109 1 030 149 3 250 189 10 300 30 106 70 335 110 1 060 150 3 350 190 10 600 31 109 71 345 111 1 090 151 3 450 191 10 900 32 112 72 355 112 1 120 152 3 550 192 11 200 33 115 72 365 113 1 150 153 3 650 192 11 500 34 118 74 375 114 1 180 154 3 750 194 11 800 35 121 75 387 115 1 215 155 3 875 195 12150 36 125 76 400 116 1 250 156 4 000 196 12 500 37 128 77 412 117 1 285 157 4125 197 12 850 38 132 78 425 118 1 320 158 4 250 198 13 200 39 136 79 437 119 1 360 159 4 375 199 13 600

Oznakom LI je zamenjena nekadašnja oznaka PR (Ply Rating), kojom je prvobitno

označavan broj slojeva opleta karkase i time se definisalo opterećenje.

Vrednosti date u tabeli V.2-5 odnose se samo na jedan točak, MeĎutim, kod udvojenih

točkova, na primer zadnji točkovi privrednih vozila, nosivost takvog udvojenog točka se

uzima da je 90% od nominalnih vrednosti dva pojedinačna pneumatika. Ova razlika dolazi

zbog mogućih nejednakosti pohabanosti, pritiscima i sličnom.

S obzirom da na ukupno opterećenje pneumatika direktno utiče i brzina kojom se

vozilo kreće, zbog centrifugalnih sila na pneumatike, činjenica je da se nosivosti deklarisana

indeksom nosivosti moţe da poveća ukoliko se vozilo stalno kreće niţim brzinama od one

koja je deklarisana indeksom brzine. U tom smislu korekcija se vrši prema tabeli korekcionih

faktora (tabela XV.2-4), koji su eksperimentalno utvrĎeni.

Obeleţavanje pneumatika, predstavlja skup oznaka na pneumatiku kojom se definiše

njegova veličina, dozvoljena brzina, konstrukcija najveće opterećenje. Ovim karakteristikama,

pored naziva proizvoĎača i oznaka profila, koje se smatraju standardnim, uobičajeno se nalazi

i sedmica u godini i godina proizvodnje, s obzirom na poznata svojstava proizvoda od gume i

kaučuka da vremenom “stare”, pa time gube svoje osnovne karakteristike čvrstine i

elastičnosti.

388

Primera radi, oznake pneumatika 185/60 R14 82H sa slike V.8 , čitaju se na sledeći

način:

1. ProizvoĎač pneumatika (Pirelli) i desen profila (P600)

2. E 10 - Oznaka drţave u kojoj je izvršena homologacija (E10 - Srbija)

3. 185 - Širina pneumatika u milimetrima

4. 60 - Odnos visine prema širini pneumatika je 60% (odnos H/B pomnoţen sa 100)

5. R - Radijalni pneumatik (R oznaka pneumatika radijalne konstrukcije)

6. 14 - Prečnik naplatka 14”

7. 82 - Nosivost od 4750 N (82 šifra nosivosti, prema tabeli V.5)

8. H - Pneumatik namenjen za maksimalnu brzinu do 210 km/h (H - simbol brzine)

9. 1308 – Sedmica i godina kada je pneumatik proizveden (13. sedmica 2008. godine)

10. “Tubeles” - MeĎunarodna oznaka za pneumatik bez unutrašnje (balon) gume

Slika XV.2-7 MeĎunarodno definisane oznake pneumatika

Lanci za sneg se koriste u principu za voţnju sa sneţnom naslagom na putevima.

Lanci moraju da odgovaraju tipu pneumatika na točku i koriste se u principu bar na jednoj

pogonskoj osovini.

Zakonska regulativa koja se odnosi na pneumatike

Shodno Zakonu bezbednosti u saobraćaju, pravilnik "ureĎaji na motornim i

priključnim vozilima” predviĎeno je da dubina šara pneumatika nesme da bude manja od 1

mm za putnička i kombinovana vozila, odnosno 2 mm za teretna vozila i autobuse. TakoĎe je

predviĎeno da se na točkovima jedne osovine, moraju nalaziti pneumatici jednaki po vrsti

(letnji, zimski), dimenzijama, konstrukciji (radijalni, dijagonalni) i nosivosti.

Ova regulativa je dosta “blaga” s obzirom da praksa pokazuje da bi bilo pravilno i

poţeljno da pneumatici na jednoj osovini budu istog proizvoĎača i pribliţno slične

pohabanosti.

Sa aspekta manjeg opterećenja diferencijala vozila, na pogonskoj osovini ni u kom

slučaju ne bi smeli da se nalaze pneumatici različite pohabanosti. Posebno je vaţno da se kod

korišćenja rezervnog pneumatika putničkih vozila, koji su manjih dimenzija od osnovnih,

rezervni pneumatik mora da postavi uvek na “slobodnoj“ osovini a ne pogonskoj.

389

XV.2.2 SISTEMI ELEKTRONSKE KONTROLE KRETANJA VOZILA

UreĎaji za automatsku regulaciju kretanja vozila predstavljaju sklop sistema kojima se

bez uticaja vozača omogućava pravilno odrţavanje stabilnosti kretanja vozila, bez obzira na

uslove kolovoza. Osnovna funkcija takvih sistema je ustvari pomoć vozaču, da moţe

eventualno, sa nekim zakašnjenjem, da reaguje i odrţi stabilno kretanje vozila, s obzirom da

sadašnje stanje tehnike i "inteligencije" sistema ne omogućuje potpuno "isključenje" vozača

na proces odlučivanja o toku voţnje.

XV.2.2.1 Sistem za kontrolu i regulaciju proklizavanja toĉkova - ASR

(AntriebsSchlupfRegelung)

Potpuni prenos obrtnog momenta na pogonske točkove je moguć samo u uslovima

kvalitetnog prianjanja točkova za kolovoz do granice proklizavanja. Kod putničkih vozila sa

motorima većih snaga, u slučajevima velikih startnih ubrzanja ili naginjanja vozila u krivini,

uslovljava i preraspodelu teţina na točkove, te samim tim i različite athezione sile na sistemu

točak - kolovoz. U takvim uslovima pogonski točkovi, sa smanjenom athezionom silom,

neizostavno proklizavaju, odnosno imaju nestabilan prenos snage.

Slika XV.2-8 Funkcionalni dijagram ASR sistema

U cilju smanjenja velikih proklizavanja pogonskih točkova, razvijen je sistem za

kontrolu proklizavanja, takozvani ASR sistem, kojim se:

- poboljšavaju uslovi prenosa snage i odrţava kotrljanje točkova

- poboljšava vozna sigurnost u uslovima kada je pogonska sila na točkovima veća od

athezione

- automatski podešava raspodelu momenta uslovima bez proklizavanja

- daje informaciju vozaču o postizanju dinamičkih graničnih uslova prianjanja

390

Sistem se sastoji od: niza senzora kojima se pojedinačno i permanentno kontrolišu

brojevi obrtaja točkova i motora, upravljačkog kompjutera sistema, potenciometra povezanog

sa prigušnim leptirom i koračnog motora za regulaciju poloţaja leptira.

Ovaj sistem radi na principu stalnog uporeĎivanja brojeva obrtaja svih točkova i kod

prekoračenja unapred predviĎene vrednosti u brojevima obrtaja, odnosno pojavi

proklizavanja, odgovarajućim dejstvom na sistem za doziranje goriva motoru vrši smanjivanje

dovoda goriva i time obrtnog momenta, bez obzira na poloţaj pedale za regulaciju dovoda

goriva. Kao "reper" prema kome se vrši preračunavanje, sluţe impulsi senzora ne gonjenih

točkova s obzirom da se proklizavanje javlja samo na pogonskim točkovima. Pojedini

proizvoĎači ovu regulaciju vrše i preko sistema za pretpaljenje kod oto motora, pomerajući

skakanje iskre na period "kasnijeg paljenja". Dakle regulacija razlike brojeva obrtaja na

točkovima se vrši direktno posredstvom motora.

Slika XV.2-9 Blok dijagram sistema ASR regulacije

U slučajevima kada je ASR sistem u funkciji, pali se signalna lampa, signalizirajući

vozaču da je ASR sistem u funkciji. Dejstvom vozača na sistem kočenja, sistem ASR

regulacije se automatski "za trenutak" isključuje.

Dalji razvoj ove vrste sistema doveo je do meĎusobnog kombinovanja rada ABS i

ASR regulacije. Princip rada je sličan prethodnom: senzori na točkovima predaju impulse

kompjuteru sistema, koji preračunava i uporeĎuje brojeve obrtaja i uporeĎuje sa unapred

zadatom vrednošću proklizavanja. Pri brzinama niţim od 40 km/h smanjenje proklizavanja se

reguliše dejstvom sistema za kočenje. Naime, elektromagnetski ventil na akumulatoru pritiska

se otvara, upuštajući kočionu tečnost pod pritiskom u onaj točak koji se "prebrzo" obrće i

time vrši prikočivanje istog. Ovakvim dejstvom stvara se efekt sličan radu samoblokirajućeg

("speer") diferencijala, prenoseći veći moment onom točku koji ima dobru prionljivost za

kolovoz.

391

Kod brzina viših od 40 km/h, istovremenim dejstvom i kočionog sistema i sistema za

doziranje goriva motoru vrši se regulacija odnosno sniţavanje proklizavanja.

U slučaju velikog proklizavanja točkova, pri naglom ubrzanju, regulacija se vrši samo

motorom, tako što koračni motor preuzima ulogu regulacije otvora, pritvarajući dovod goriva

motoru.

Za slučaj voţnje sa lancima ili po zaleĎenom kolovozu, postoji mogućnost

isključivanja ASR regulacije ili "prilagoĎavanje" sistema da radi sa nekim povišenim

proklizavanjem.

Slika XV.2-10 Algoritam sistema ASR regulacije

Jedinstveni naziv za sistem regulacije proklizavanja točkova ne postoji, tako da se kod

nas najčešće koristi skraćenica od reči nemačkog jezika AntriebsSchlupfRegelung (ASR),

mada pojedini proizvoĎači ovaj ureĎaj nazivaju: ASC (Automatic Stabilitets Control); TCS

(Traction Control System) ili ETC (Elekctronic Traction Control)

XV.2.2.2 Sistem za spreĉavanje blokiranja toĉkova pri koĉenju

(ABS- Anti Lock Brake System)

Ovaj sistem, kontrolišući brzinu obrtanja pojedinih točkova, bez volje vozača dejstvuje

na smanjivanje pritiska u sistemu kočenja na pojedinim točkovima, čime se odrţava obrtanje

istih (sprečava blokiranje točkova) i sprečava pojava klizanja točkova i vozila prilikom

kočenja i time se zadrţava ţeljena putanja vozila. Ispitivanja su pokazala da u slučajevima

blokiranih točkova, odnosno njihovog klizanja, ne postoji mogućnost kontrolisanog

upravljanja, već se vozilo kreće po inerciji. Pored toga, trag kočenja vozila sa blokiranim

392

točkovima je znatno duţi od onih koji se nalaze u stanju kotrljanja ali na granici

proklizavanja.

Sistem regulacije sile kočenja se primenjuje kako na vozilima sa hidrauličkim

sistemom kočenja tako i sa pneumatskim.

Slika XV.2-11 Simulacija kretanja vozila sa klizanjem točkova

usled blokiranosti i sa obrtanjem istih (osenčeno vozilo)

Ceo sistem se sastoji od niza senzora sa davačima impulsa, elektronskog upravljajućeg

ureĎaja i elektromagnetskih ventila ili ventila za kontrolu pritiska vazduha. Senzori na svim

točkovima daju impulse upravljačkom ureĎaju, koji daje impuls ventilima za regulaciju

pritiska u sistemu da pritisak u kočionim ureĎajima na pojedinim točkovima bude takav da je

točak uvek na granici blokiranja, ne dozvoljavajući da do blokiranja točka i doĎe.

Slika XV.2-12 Algoritam ABS sistema

(uticajne veličine date u tabeli XV.2-6)

393

Dejstvom vozača na kočioni sistem, isti se stavlja "pod pritisak", ali veličinu pritiska

na pojedinim točkovima odreĎuje upravljačka jedinica koja preko senzora na točkovima

dobija signal da li se točak obrće ili ne.

Tabela XV.2-6 Uticajne veličine na ABS regulaciju

Uticajne veličine Pojedinačne uticajne veličine

Polazni uticaji Teţina vozila na točak, athezione veličine točak -

kolovoz

Elektronski regulacioni ureĎaj Senzori, impulsni prsten, elektronski upravljački

ureĎaj

Ulazni parametri Broj obrtaja po točku odakle sledi ubrzanje,

usporenje, proklizavanje

Veličine ometanja Uslovi kolovoza, stanje kočnica, teţina vozila,

stanje točka i pneumatika, veličina točka

(nejednaki prečnici točkova)

Uticaj vozača Sila na pedalu kočnice i pritisak u glavnom

kočionom cilindru

Podešavana veličina Pritisak u kočionim cilindrima točkova

Elektronska upravljaĉka jedinica pobuĎuje elektromagnetske ventile, odrţavajući ih

uvek u jednoj od tri pozicije: a) povećaj pritisak b) odrţavaj pritisak i c) isključi (anuliraj)

pritisak.

Već prema broju regulacionih kanala i senzora, postoje više različitih sistema.

Najčešće su u primeni dva sistema:

- Ĉetvorokanalna regulacija sa 4 senzora (na svakom točku po jedan) sa

dijagonalnom raspodelom sile kočenja. Svaki kočioni krug dejstvuje na po jedan točak, pri

čemu je kočioni sistem, odnosno pritisak u sistemu prednjih točkova potpuno nezavisan. Sila

kočenja na točkovima zadnje osovine podešava se prema točku koji ima lošije prianjanje,

odnosno prema točku "koji bi ranije blokirao".

- Trokanalni sistem sa tri ili četiri senzora, pri čemu su oba prednja točka regulisana

nezavisnim kanalima, a točkovi zadnje osovine se regulišu jednim kanalom, pri čemu se sila

kočenja podešava prema točku koji ima lošije prianjanje.

Treba pomenuti, da ABS sistem stupa u dejstvo tek sa dejstvom komande vozača na

sistem za kočenje, dok je na proklizavanje točkova bez kočenja sistem van funkcije.

Ispitivanja su pokazala da ABS sistem ima najbolje dejstvo kada regulaciju brojeva obrtaja

točka reguliše sa proklizavanjem od 8 do 35%.

Senzori po svakom toĉku, koji su učvršćeni za neki nepokretni deo pored točka,

dobijaju impulse pomoću jednog impulsnog zupčastog venca, koji se okreće zajedno sa

točkom. Broj impulsa je proporcionalan broju obrtaja točka i impulsi se predaju elektronskom

regulacionom ureĎaju, koji definiše neki referentni impuls, koji odgovara stvarnoj brzini

kretanja vozila. Stalnim poreĎenjem impulsa od pojedinih točkova sa referentnim impulsom,

upravljački ureĎaj osrednjava ubrzanje ili usporenje svakog točka i na taj način odreĎuje

proklizavanje. Prilikom kočenja, moţe da se desi da neki od točkova blokira, što upravljački

ureĎaj registruje kao veliko "proklizavanje"- veliku razliku u brojevima obrtaja i tada daje

signal pojedinim ventilima kako da "regulišu" pritisak u kočionom sistemu, već prema napred

definisanim pozicijama ( povećaj pritisak - odrţavaj pritisak - anuliraj pritisak).

394

četvorokanalni sistem trokanalni sistem

Slika XV.2-13 Blok shema ABS sistema regulacije sile kočenja

Slika XV.2-14 Blok shema kombinovanog sistema

ASR i ABS regulacije

Sistem ABS vrši regulaciju sile kočenja sve dok traje dejstvo vozača na kočioni

sistem, sa frekvencom "preračunavanja" od oko 6 do 10 ciklusa u sekundi.

395

ABS sistem u sebi sadrţi niz podsistema - funkcija, kao što su:

- Elektronska distribucija sile kočenja (EDB)

- Elektronska kontrola stabilnosti (ESP)

- Elektronska kontrola kočenja u krivini (CBC)

- Elektronska kontrola stabilnosti na pravom putu (SLS)

Činjenica da niz komponenata u sistemima ABS i ASR regulacije ima istu funkciju

(senzori na točkovima, centralna jedinica) a da su samo izvršni ureĎaji različiti, doprineo je

unificiranju ureĎaja i time znatnom smanjenju cene istih, tako da se danas na vozilima kod

kojih su ovi sistemi primenjeni, redovno ugraĎuju takozvani kombinovani ABS- ASR sistemi,

čija je shema prikazana na slici XV.2-14.

Zakonom o bezbednosti u saobraćaju definisano je da sva vozila vrste M2, M3, N2,

N3 i O4 proizvedena nakon stupanja na snagu pravilnika, moraju da budu serijski opremljena

sistemom protiv blokiranja točkova pri kočenju.

XV.2.2.3 Elektronska distribucija sile koĉenja (EDB)

Ovaj sistem predstavlja preduslov za ostale sisteme kontrole, s obzirom da se njime

davanjem signala od senzora, preko procesora, do aktuatora direktno reaguje na pravilnu

raspodelu sile kočenja na pojedine točkove. Ovim sistemom se sprečava mogućnost

blokiranja, a time i klizanja točkova.

XV.2.2.4 Elektronska kontrola stabilnosti (ESP)

Sistem elektronske kontrole stabilnosti (Elektronic Stability Program) omogućava da

se u slučaju gubljenja kontrole nad vozilom ili prekomernog klizanja točkova, elektronskom

regulacijom sile kočenja dejstvuje na sve točkove, čime se zadrţava pravilna putanja kretanja

vozila kotrljanjem točkova i mogućnost kontrolisanog upravljanja vozilom, a ne po "liniji"

mogućeg traga klizanja, odnosno kretanja vozila po inerciji. Pojedine firme ovu kontrolu

stabilnosti nazivaju Dynamik Stability Control (DSC)

XV.2.2.5 Elektronska kontrola koĉenja u krivini (CBC)

U slučaju prekomernog klizanja točkova pri kočenju u krivini, elektronskom

regulacijom se dejstvuje na smanjivanje pritiska u sistemu kočenja unutrašnjeg prednjeg

točaka, čime se zadrţava pravilna putanja kretanja vozila kotrljanjem točkova.

XV.2.2.6 Elektronska kontrola stabilnosti na pravom putu (SLS)

Ovim sistemom se otkriva i ispravlja sklonost ka nestabilnom kretanju vozila u slučaju

kočenja na pravoj putanji voţnje. Kontrola stabilnosti se vrši regulacijom pritiska u sistemu

kočenja na pojedinim točkovima. Drugim rečima, u slučajevim kada vozilo počne da se

zanosi, automatski se smanjuje pritisak u kočnicama koje se nalaze na strani zanošenja.

XV.2.2.7 Sistem za povećanje vidljivosti pri noćnoj voţnji

Sistem za povećanje vidljivosti pri noćnoj voţnji sastoji se od kamere za infracrveno

snimanje i displeja na koji se projektuje slika dobijena iz kamere.

Isti radi na principu razlikovanja temperature okoline od temperature ljudi ili

toplokrvnih ţivotinja ili neosvetljenih vozila na putu. Signali iz kamere se kompjuterski

obraĎuju i kao slika prenose do displeja. Dalja nadgradnja ovog sistema sadrţi takozvani SLF

(Spotlight Ligting Function), sistem čija je funkcija da kratkotrajno osvetle pešake na putu

kada ih infracrvena kamera detektuje pešake. Svetlosni snop u tom slučaju pada čak i van

područja koje je normalno pokriveno glavnim svetlima.

396

Slika XV.2-15 Slika dobijena infracrvenim snimanjem za povećanje

vidljivosti pri noćnoj voţnji

XV.2.2.8 Elektronska kontrola odrţavanja bezbednog odstojanja u voţnji

(ACC)

Sistem ACC (Active Cruise Control) predstavlja inteligentni sistem kontrole voţnje sa

aspekta odrţavanja unapred programiranog bezbednog odstojanja od vozila koja su ispred

predmetnog, u funkciji brzine kretanja. Sastoje se od dva do tri radara kojima se meri brzina

kretanja vozila na kome je ugraĎen, ali i brzina i odstojanje od vozila ispred. Radari su sa

različitim dometom, jedan od njih je obavezno sa dometom od 150 do 200 m i manjim

pragom osetljivosti, dok jedan ili dva radara rade samo sa dometom od nekoliko metara i

povećanim pragom osetljivosti. Frekvenca rada radara je veoma visoka i nalazi se u

dijapazonu oko 24 GHz, sa tendencijom da se područje rada pomera ka još višim

frekvencijama (76 do 81 GHz a kasnije i na 200 GHz). Ovako visoke frekvence su potrebne s

obzirom da je polje od oko 24 GHz već zagušeno radom mnogih drugih ureĎaja (astronomski,

meteorološki, radiooperaterski).

Pri većim brzinama kretanja, odrţavanje bezbednog odstojanja vrši se smanjivanjem

punjenja motora, odnosno njegove snage, da bi u uslovima kada je otklonjena opasnost,

povećanjem punjenja motora gorivom, automatski se povećava brzina kretanja na prethodno

zadatu vrednost.

Slika XV.2-16 Princip „osmatranja“ i odreĎivanja odstojanja vozila u saobraćaju

U slučaju ţeljenog preticanja, uključivanjem pokazivača smera (migavca) ovaj se

sistem isključuje i omogućava povećanje brzine i preticanje.

397

S obzirom na cenu ovakvih sistema isti se ugraĎuju samo u vozila visoke klase, ali je

tendencija, s obzirom na vaţnost, da se do 2013. godine ovi sistemi nalaze serijski ugraĎeni u

svim vozilima do nivoa srednje klase.

Pojedini sistemi, pri malom brzinama kretanja, na primer u gradskoj, stani - kreni

voţnji, imaju mogućnost da potpuno zaustave vozilo, bez ţelje vozača, ukoliko je rastojanje

isuviše malo. Ovo se vrši automatskim aktiviranjem kočnica. Kada se odstojanje poveća

vozilo automatski kreće i ubrzava, odrţavajući potrebno odstojanje od prednjeg vozila. U

ovakvim uslovima sistem stalno odrţava povišen pritisak fluida u kočionom sistemu, čime su

kočnice spremne za trenutno reagovanje, bez vremena pripreme sistema (podizanje pritiska u

sistemu, anuliranje zazora izmeĎu kočnih obloga i diska i slično).

Prednost i suština ovog sistema je da smanjuje napetost i omogućava duţe odrţavanje

koncentracije vozača.

S obzirom na različitost nivoa opreme ovih sistema isti se grade modularno, po

takozvanom baukasten sistemu (nadgradnja niţih modula većim), tako da jedan od ovih viših

modula sluţi i za osmatranje ivice puta (bele granične trake kolovoza), te u slučaju skretanja

preko nje, bez volje vozača dejstvuje na hidraulični servo mehanizam upravljačkog sistema,

vraćajući vozilo na prethodni pravac.

XV.2.3 UDOBNOST PUTNIKA

Pod opštim imenom „udobnost putnika“ podrazumeva se kvalitet unutrašnjosti vozila,

koji putnicima putovanje čini udobnijim a vozaču pored udobnosti omogućava i nesmetanu

koncentrisanost na upravljanje vozilom. Dakle sveobuhvatnost imena „konfor“ podrazumeva:

provetravanje i klimatizaciju unutrašnjosti, dobru osvetljenosti svih uglova unutrašnjosti

vozila, zaptivenost unutrašnjosti od promaje, prodora prašine, prokišnjavanja, spoljne buke i

šumova i sličnog.

Slika XV.2-17 Prikaz klimatizacije kabine vozila

398

XV.2.4 ELEMENTI PASIVNE SIGURNOSTI VOZILA I PUTNIKA

Pod elementima pasivne bezbednosti svrstavaju se brojni faktori i mere koji se

sprovode još u fazi projektovanja vozila, a osnovni funkcija im je smanjivanje posledica

povreda putnika i vozaĉa u sluĉaju saobraćajne nezgode.

Ovaj zadatak obuhvata pre svega pravilno oblikovanje i dimenzionisanje prednjih i

zadnjih branika, kao i deformacionih zona vozila, kako bi mogućnost apsorbovanja energije

sudara bila veća.

TakoĎe, pravilno oblikovanje, jačina, dimenzije i funkcionalnost prostora putnika,

neophodni su uslovi za preţivljavanje posle udesa.

XV.2.4.1 Smanjivanje posledica povreda ostalih uĉesnika u saobraćaju

ukljuĉujući i pešake Ovaj zadatak se rešava pravilnim oblikovanjem spoljne površine vozila, pre svega

naletne (prednji deo vozila, oblik, visina i elastičnost branika), kako bi deformacioni rad i

deformacione zone minimizirale povrede pešaka.

Neki elementi ovakve bezbednosti vozila sa aspekta putnika i učenika u saobraćaju

dati su na slici XV.2/18.

Slika XV.2-18 Elementi pasivne sigurnosti putnika i učesnika

u saobraćaju u slučaju udesa

1. Prednji odbojnici 2. Ivice i oblik karoserije

3. Sigurnosna stakla 4. Upravljački točak i vazdušni jastuci

5. Pomoćni elementi, drţači 6. Nasloni za glavu

7. Naslon za leĎa i pojasevi sigurnosti 8. Rezervoar goriva

9. Sedište i učvršćivanje sedišta 10. Zabravljivanje vrata i šarke

XV.3 Principi projektovanja kabine i karoserije vozila

Poseban značaj u aktivnoj bezbednosti putnika igra oblik karoserije i kabine, odnosno

putničkog prostora u vozilu. U tom smislu se posebno, još u fazi projektovanja, definišu i

projektuju deformabilne zone ispred i iza vozila, čija je funkcija da svojom deformacijom što

više apsorbuju deformacioni rad, kako se ta energija ne bi prenela na deformaciju kabine,

odnosno putničkog prostora.

399

Slika XV.3-1 Oblik čvrste kabine za putnike sa prednjim i zadnjim

deformacionim zonama na vozilu

Slika XV.3-2 Izgled predviĎenih deformacionih zona na poduţnim

nosačima u prostoru motora

Slika XV.3-3 Specijalno oblikovani deformacioni elementi automobila predviĎenih

deformacionih zona na poduţnim nosačima u prostoru motora (VAG Wolfsburg)

400

u stanju mirovanja u trenutku udara

Sl. XV.3-3 c Profil koji se naduvava

XV.3.1 Unutrašnja zaštita kod frontalnog sudara

Cilj ovih mera je minimiziranje usporenja koje se javlja u trenutku frontalnog sudara,

kako bi putnici ostali nepovreĎeni ili pretrpeli najmanje povrede. Iz ovih razloga se na

svakom tipu vozila vrše probna ispitivanja ponašanja u udesu, tako zvani “kraš testovi”. Ovi

testovi se izvode sa ispitnim lutkama i vrlo su sveobuhvatni: ispitivanje se vrši udarom vozila

koje se kreće brzinom od 56 km/h u frontalnu barijeru, pri čemu udar moţe da bude, zavisno

od toga šta se ispituje:

- celom čeonom površinom (100% pokrivenosti čeone površine)

- levom čeonom stranom, pri čemu je pokrivenost iste 40 % ± 20 mm

- desnom čeonom stranom, sa pokrivenošću površine 40 % ± 20 mm

Ovim testovima se ispituje opterećenje koje trpe pojedini delovi tela čoveka (glava,

grudi, kukovi), a propisani su normama 96/79 EG. Slični uslovi vaţe i za udare sa zadnje

strane i sa boka.

Slika XV.3-4 PredviĎene deformacione zona vozila

401

Slika XV.3-4 Ne deformaciona kabina vozila posle testa sigurnosti na frontalni sudar

XV.3.1.1 Vazdušni jastuci

Kao element unutrašnje sigurnosti putnika, vazdušni jastuci su sastavni deo serijske

opreme većine vozila. Od onih najosnovnijih – za vozača i suvozača, lepeza mesta

ugraĎivanja je kod savremenih vozila proširena na sva mesta koja su se analizama različitih

udesa pokazala da su kritična, kao na primer bočni jastuci, jastuci za kolena za vozača i

suvozača, grudni i bočni jastuci za putnike na zadnjim sedištima.

Princip rada vazdušnih jastuka, popularno nazvanih “er beg“ (Air beg), zasniva se na

izuzetno brzom naduvanju jastuka (za nekoliko milisekundi) neotrovnim gasom, dobijenim

eksplozijom “mini patrona” nekog bezopasnog eksploziva. Iniciranje “eksplozivnog punjenja”

nastaje posle impulsa dobijenog od senzora usporenja, smeštenim na mestima, na kojima su

sami senzori zaštićeni od posledica havarije, a opet sposobni da reaguju na udar vozila u

prepreku, kada se usporenje vozila naglo poveća iznad granica, koje se definišu ispitivanjima

za svako vozilo posebno. Obično su najmanja usporenja na koje vazdušni jastuci reaguju već

od 40 m/s2.

Slika XV.3-5 Vazdušni jastuci u kabini

Posle naduvavanja jastuka, nakon nekoliko desetina sekundi naduvenosti, vazdušni

jastuci se preko posebnih ventila automatski izduvavaju, kako bi oslobodili putnike.

402

Slika XV.3-6 Vazdušni jastuci vozača i suvozača

Uslov da vazdušni jastuk reaguje na udar jeste da pojas sigurnosti bude pričvršćen.

U većini vozila i niţe klase ugraĎuju se i bočni vazdušni jastuci, takozvane vazdušne

zavese, kojima se sprečava povreda putnika u slučaju bočnih sudara. Isto tako vozila novije

proizvodnje imaju serijski ugraĎene vazdušne jastuke za sprečavanje većih povreda donjih

ekstremiteta (vazdušni jastuci za “kolena”) kao i zaštitni sistemi za prvi i drugi red sedišta,

kojima se fizički razdvajaju putnici ukoliko sistem registruje sudar.

Viši stepen zaštite pruţaju vazdušni jastuci podesive veličine (Size Adaptive Airbags),

koji automatski podešavaju svoju zapreminu u zavisnosti od poloţaja sedenja i visine putnika

na prednjim sedištima. Sistem koristi tri trake za zadrţavanje da bi podesio konturu jastuka, a

samim tim i ograničio zapreminu.

Dodatnu zaštitu kod pojedinih vozila pruţaju i vazdušne komore u bočnim osloncima

naslona sedišta kao aktivan sistem za podršku tela. On redukuje sile koje dejstvuju na gornji

deo tela putnika tokom bočnih sudara za oko 30%, pomerajući ih ka sredini vozila do 50 mm,

a time i udaljava telo putnika od „opasne“ zone.

U bliţoj budućnosti se predviĎa ugradnja preventivnih vazdušnih jastuka koji se

aktiviraju pre nego doĎe do sudara, to jest kada senzori radara odstojanja iniciraju neizbeţni

sudar.

Za sada još u fazi ispitivanja, firma Mercedes, razmatra sistem vazdušnih jastuka koji

bi se ugraĎivali ispod prednje osovine vozila, sa funkcijom da se aktiviraju pre neizbeţnog

sudara. PredviĎa se da bi se njima, ustvari, povećala atheziona sila pri kočenju, koristeći

impuls vertikalne komponente ubrzanja vozila (kao prilikom prelaska preko izbočine na putu)

i na taj način dinamički povećala sila reakcije kolovoza na prednju osovinu i time povećala

atheziona sila.

Slika XV.3-7 Futuristički vazdušni jastuk ispod vozila

403

XV.3.1.2 Pojasevi sigurnosti

Brojna ispitivanja na simulatorima, ali i analizom realnih saobraćanih nezgoda

pokazala su da je osiguravanje putnika pričvršćivanjem za sedišta pojasevima sigurnosti u

slučaju udesa značajan faktor smanjenju povreda, time što sprečavaju da putnici, dejstvom

inercione sile, udare u neki od tvrdih delova karoserije.

Isto tako je utvrĎeno da se u slučaju prevrtanja vozila, najčešće dešava da otvaranjem

vrata, kao posledica deformacija karoserije, putnici ispadnu iz vozila, a kao posledica toga

nastupaju teške povrede ili čak i tragične posledice, dok putnici koji ostaju u kolima “proĎu”

sa značajno manjim posledicama. Stoga je kao zakonska obaveza u svim zemljama uvedena

obavezna primena pojaseva sigurnosti.

Dalja nadgradnja pojaseva sigurnosti u vozilima više klase previĎa ugradnju

dvoslojnih pojaseva, koji se naduvavaju kada senzori detektuju neizbeţan sudar. Povećanje

širine pojasa ustvari povećava površinu naleganja na telo putnika smanjujući rizik od povrede.

Skica pojasa sigurnosti pri ispitivanju Pojasevi sigurnosti sa vazdušnim jastucima

Slika XV.3-8 Pojasevi sigurnosti pri ispitivanju sa lutkom mase čoveka i deteta

XV.3.1.3 Unutrašnja zaštita kod boĉnog sudara

Sa istim ciljem i svrhom kao i kod frontalnog sudara izvodi se i ovo ispitivanje, samo

što su uslovi ispitivanja drugojačiji. U bočnu stranu ispitnog vozila udara pokretana barijera,

brzinom od 50 km/h. Pored ostalog, slično kao i kod frontalnog sudara, ovde se ispituje da li

će se vrata vozila otvoriti prilikom udara, što se smatra negativnim rezultatom. MeĎutim,

mogućnost otvaranja vrata posle udara je uslov za pozitivnu ocenu na testu. Ispitivanje se

izvodi shodno 96/27 EG.

XV.3.2 Spoljašnja bezbednost

Kako je napred rečeno, ova oblast pre svega se rešava pravilnim oblikovanjem

karoserije vozila sa aspekta naletanja na pešaka (oblik i visina moguće udarne tačke),

deformaciono ponašanje karoserije i kontaktnih površina, pravilnim oblikovanjem,

dimenzionisanjem i poloţajem branika.

404

Slika XV.3-9 Apsorbovanje energije deformacijom branika

TakoĎe i sa aspekta udara vozila u čvrstu prepreku pri parkiranju, dimenzionisanjem

branika i njihovom elastičnošću postiţe se da ne doĎe do velikog oštećenja vozila. Prema

pravilniku za ispitivanje branika, nije dozvoljena deformacija i bilo kakvo oštećenje branika

za udare brzinama manjim od 4 km/h. Isto tako, oni moraju da budu dimenzionisani tako da

svojom deformacijom smanje, ili ne dozvole, deformaciju karoserije, za brzine do 15 km/h.

XV.3.3 Ergonomski aspekti vozila

Kako je već rečeno u opštim postavkama ovog poglavlja, problemi vozila sa aspekta

prilagoĎenosti uslovima čovek - vozilo, spadaju u domen ergonomije vozila, odnosno oblasti

koja proučava usklaĎenost prostora kabine, unutrašnju opremljenost vozila, razmeštaja i

vidljivosti opreme i instrumenata, ali i oblika elemenata opreme sa aspekta lakoće zahvata i

rukovanja njima. Dakle svi ovi problemi spadaju u oblast koja se u procesu razvoja, od strane

konstruktora različitih profila – inţenjera i dizajnera, pre svega moraju da reše.

Slika XV.3-10 Istovetnost prostora kabine malog vozila i tipa VAN istog proizvoĎača

Činjenica je takoĎe da se od dobro koncipiranih modela, dalje razvijaju sledeći, sa

drugim dizajnom, ali u principu na istoj konstruktivnoj platformi, na koju se dodaju različiti

oblici karoserija, sklopovi i agregati, a sve u cilju veće različitosti, pa čak i zadrţavajući isto

osovinsko rastojanje. Primer takvih vozila je dat na slici XV.3-10.

405

XV.4 EKOLOŠKI ASPEKTI VOZILA

XV.4.1 Emisija izduvnih gasova i izduvni sistem

Veći napori da se očuva okolina, počeli su prvo u Americi, uvoĎenjem takozvanog

kalifornijskog zakona o emisiji izduvnih gasova, još krajem sedme decenije prošlog veka.

Evropska zajednica veću kampanju započela je početkom devete decenije, uvoĎenjem

takozvanih Euro normi, čije su granične vrednosti sve stroţije. Shodno ovim propisima,

potrebno je da se emisije štetnih izduvnih gasova, pre svega ugljendioksida (CO2),

ugljenmonoksida (CO), nesagorelih ugljovodonika (CmHn), aldehida (HCO), formaldehida

(HCHO) i azotnih oksida (NOx), kod oto motora, svedu na što niţe vrednosti. Kod dizel

motora, pored prethodno navedenih (osim CO kojih u principu kod dizel motora nema),

potrebno je kontrolisati i emisiju čestica čaĎi. Pored navedenih komponenti, štetnim

komponentama se smatraju produkti sagorevanja sumpora i olova.

Koncentracija pojedinih komponenti zavisi pre svega od vrste goriva, oblika i veličine

radne zapremine i kompresionog prostora motora, toka sagorevanja, uslova eksploatacije i

motornog ulja. Visina koncentracije je različita i dok se za ugljenmonoksid (CO),

ugljendioksid (CO2), slobodni azot (N2) i vodenu paru (H2O) izraţavaju u zapreminskim

procentima (Vol %), to se emisija nesagorelih ugljovodonika (CmHn), azotnih oksida (NOx) i

slobodnog vodonika (H2) izraţava u ppm. Količina čestica čaĎi izraţava se u mg/m3. Granice

dozvoljenih vrednosti emisija zavise od klase vozila, te što je klasa "viša", odnosno viša

ukupna masa vozila, to je i dozvoljena količina štetnih komponenata veća.

Uticaj radne zapremine, odnosa s/d i

koeficijenta sastava smeše na emisiju

nesagorelih ugljovodonika

Uticaj radne zapremine, odnosa s/d i

indikatorskog stepena korisnosti na emisiju

azotnih oksida

Slika XV.4-1 Uticaj pojedinih faktora na emisiju izduvnih gasova

Emisija izduvnih gasova je zakonska regulativa. U Republici Srbiji je regulisana

pravilnikom ZOBS-a, pravilnikom "ureĎaji od kojih zavisi sastav i obojenost izduvnih gasova

na vozilima". Za sada, ovim pravilnikom je limitirana samo emisija CO2 i CO kod oto motora,

dok je kod dizel motora ograničena emisija čaĎi, merenjem takozvanog zacrnjenja. Pored

navedenih komponenti, očekuje se skoro uvoĎenje kontrole i merenja azotnih oksida (NOx) i

406

Slika XV.4-2 Uticaj radne zapremine i

odnosa s/d na indikatorski stepen korisnosti

nesagorelih ugljovodonika (CmHn), saglasno evropskim propisima. Trenutno su na

snazi 14 ECE pravilnika za oblast emisije izduvnih gasova i energije motornih vozila i to:

ECE 24 – Emisija dima teških motora i vozila

ECE 40 – Emisija motocikala

ECE 47 – Emisija mopeda

ECE 49 – Emisija izduvnih gasova i čestica teških motora i vozila

ECE 67 R 01 – Oprema vozila na tečni naftni gas (TNG – internacionalno LPG)

ECE 83 – Emisija izduvnih gasova putničkih i lakih teretnih automobila

ECE 84 – Merenje potrošnje goriva

ECE 85 – Merenje snage motora

ECE 96 – Emisija izduvnih gasova traktorskih dizel motora

ECE 101 – Emisija ugljendioksida i potrošnje goriva putničkih vozila

ECE 103 – Zamena katalitičkih konvertora

ECE 110 – Specifična oprema za komprimovani prirodni gas (KPG – internacionalno

CNG)

ECE 115 – Naknadna ugradnja TNG i KPG opreme

ECE 120 – Merenje snage i potrošnje goriva traktora

Od uvoĎenja Euro normi u praksu, dozvoljene vrednosti štetnih izduvnih komponenata

su se stalno pooštravale. Za klasu vozila M1 (putnička vozila do najviše osam sedišta) iste su

se imale prema tabeli XV.4-1.

Za dizel motore ne drumskih vozila, poljoprivrednih traktora i ostale radne

mehanizacije, takozvane NRMM (Non Road Mobile Machinery), vaţe druge dozvoljene

vrednosti emisije štetnih izduvnih gasova a prema pravilniku ECE 96 amandmana serije 01,

odnosno direktiva EU 97/68/EEC do amandmana 2004/26/EC.

407

Tabela XV.4-1 Dozvoljene vrednosti emisije štetnih izduvnih gasova za klasu vozila M1

Emisija benzinskih motora prema ECE 83 R 01 testu (gradski + prigradski ciklus)

Klasa

M1

Godina CO HC1 NMHC

2 NOx HC

+NOx

Čestice(PT) PN3

g/km broj/km

Euro 1 1992 2,72 0,97

Euro 2 1996 2,2 0,5

Euro 3 20004 2,3 0,2 0,15

Euro 4 2005 1,0 0.1 0,08

Euro 5 2010 1,0 0,1 0,068 0,06 0,005

Euro 6 2015 1,0 0,1 0,068 0,06 0,0045

Legenda: CO- Ugljenmonoksid

1 HC- Ukupno nesagoreli ugljovodonici

2 NMHC- Ne metanski ugljovodonici

PT- Sadržaj čestica

3-Samo za benzinske motore sa direktnim ubrizgavanjem

4-Od 2000. godine kontrolni test počinje odmah nakon startovanja (bez

početnih 40 s)

Slika XV.4-3 Evropski standard za sadrţaj sumpora u benzinu

Dizel motori se smatraju velikim zagaĎivačima vazduha u gradovima, te su stoga

znatno više na udaru zakona

Slika XV.4-3 Procena učešća emisije izduvnih gasova vozila u gradovima

408

Tabela XV.4-2 Dozvoljene vrednosti emisije štetnih izduvnih gasova za klasu vozila M1

Emisija dizel motora prema ECE 83 R 01 testu (gradski + prigradski ciklus)

Klasa

M1

Godina CO HC1 NMHC

2 NOx HC

+NOx

Čestice(PT) PN3

g/km broj/km

Euro 1 1992 2,72 0,97 0,14

Euro 2 1996 1,0 0,7 0,08

Euro 3 20004 0,64 0,2 0,5 0,56 0,05

Euro 4 2005 0,5 0.1 0,25 0,3 0,025

Euro 5 2010 0,5 0,1 0,068 0,18 0,23 0,005 6x1011

Euro 65 2015 0,5 0,1 0,068 0,08 0,17 0,0045 6x10

11

Legenda: CO- Ugljenmonoksid

1 HC- Ukupno nesagoreli ugljovodonici

2 NMHC- Ne metanski ugljovodonici

PT- Sadržaj čestica

3- Za granice od 0,045 i 6x1011

važiće nova procedura za merenje

4-Od 2000. godine kontrolni test počinje odmah nakon startovanja (bez

početnih 40 s)

5- Podložno preispitivanju uz uvođenje novih procedura za merenje

Tabela XV.4-3 Dozvoljene vrednosti emisije štetnih izduvnih gasova teških teretnih vozila

granice emisije po ESC i ELR testu, pravilnika ECER 40.03

Nivo CO HC NOx PT Dimnost

ECE49 .03 g/kWh g/kWh g/kWh g/kWh m-1

A 2000 2,1 0,66 5,0 0,1 0,8 Euro 3

B1 2005 1,5 0,46 3,5 0,02 0,5 Euro 4

B2 2008 1,5 0,46 2,0 0,02 0,5 Euro 5

C/EEV 1,5 0,25 2,0 0,02 0,15

2013/2014 1,5 0,13 0,4 0,01 Euro 65

Tabela XV.4-4 Dozvoljene vrednosti emisije štetnih izduvnih gasova

granice emisije za teška teretna vozila po ETC testu, pravilnika ECER 40.03

Nivo CO NMHC CH4 NOx PM Napomena

ECE49 .03 g/kWh g/kWh g/kWh g/kWh g/kWh

A 2000 5,45 0,78 1,6 5,0 0,16 Euro 3

B1 2005 4,0 0,55 1,1 3,5 0,3 Euro 4

B2 2008 4,0 0,55 1,1 2.0 0,3 Euro 5

C/EEV 3,0 0,4 0,65 2.0 0,02

2013/2014 4,0 0,16 0,5 0,4 0,01 Euro 65

409

XV.4.2 Katalizatori

Radi smanjenje emisije štetnih izduvnih gasova kod oto motora koji se ugraĎuju u

vozila, a shodno zakonskim propisima o količini emisije štetnih izduvnih gasova, ugraĎuje se

konvertor izduvnih gasova. Ovaj deo se često označava kao katalizator. U odnosu na “sirove”

izduvne gasove, katalizator smanjuje emisiju štetnih komponenata izduvnih gasova za oko

10 %.

Konvertor se sastoji od kućišta i ugraĎenog katalizatora, koji se sastoji od tela

katalizatora (keramički materijal ili metal) proţetog nizom kanala koji su prevučeni slojem od

plemenitih metala, koji imaju katalitičko svojstvo. Ispitivanja su pokazala, da su katalizatori

od neplemenitih materijala manje aktivni, te stoga nisu ni konkurentni plemenitim metalima.

Kao nosač, odnosno telo katalizatora za heterogene katalizatore, podesan je keramički

materijal na bazi aluminijum oksida Al2O3. Ovaj materijal moţe da bude primenjen u obliku

valjka ili kao kompaktno telo sa poduţnim kanalima (takozvani monolitni katalizator), čime

se povećava aktivna površina katalizatora. Za monolitno izvoĎenje posebno je pogodan

materijal 2MgO . 2Al2O3

. 5SiO2. Shodno načinu rada, katalizatori se dele na oksidacione,

kojima se CO dodatno sagoreva do CO2 i redukcione, kojima se azotni oksidi razgraĎuju na

sastavne atome azota i kiseonika.

Slika XV.4-3 Skica katalizatora

U principu pritisak izduvnih gasova ne bi trebalo da bude veći od 300 mbar. Veličina

ovog pritiska izmeĎu ostalog zavisi i od samog katalizatora, odnosno veličine "ćelija", koje se

mere izrazom CPSI*, ali i od brzine prostrujavanja gasova kroz katalizator. Za motore

putničkih vozila pri punoj snazi ova brzina se kreće oko 30 m/s.

Zbog ugradnje katalizatora u izduvni sistem motora, najčešće dolazi do povećanja

pritiska u izduvnom sistemu, te je stoga i koeficijent zaostalih gasova veći, a stepen punjenja

cilindra** sveţom radnom materijom moţe da bude manji. Iz tih razloga je veoma bitan

odnos pritiska sveţeg punjenja u usisnoj grani (pa) prema pritisku izduvnih gasova (pi).

Ukoliko je veći ovaj odnos, to i stepen punjenja moţe da bude veći. Ukoliko se nadpunjenjem

poveća pritisak u usisnoj cevi, to takoĎe dovodi do povećanja stepena punjenja. Suprotno

navedenom, kod povećanja pritiska izduvnih gasova, dolazi do smanjenja odnosa pa/pi.

Napomena:

* CPSI - skraćenica za "cells per square inch" (ćelija po kvadratnom colu)

**Stepen punjenja se definiše kao odnos masa stvarno usisanog punjenja (bez izduvnih

gasova) i teorijske mase punjenja koja bi mogla da stane u radnu zapreminu), za uslove

temperature i pritiska koji vladaju u usisnom kolektoru.

410

Stepen punjenja varira proporcionalno snazi motora, to jest sa povećanjem snage

motora povećava se i stepen punjenja, te je i cilj da se priraštaj pritiska usled katalizatora

smanji, kako bi se povećao stepen punjenja. Ovo stoga što je sa povećanjem stepena punjenja

i stepen korisnosti motora povećan, a time je i potrošnja goriva manja.

V.4.2.1 Aktivitet katalizatora

Pod aktivitetom katalizatora podrazumeva se ubrzanje hemijske reakcije uz pomoć

katalizatora. Aktivitet katalizatora, pored kvaliteta primenjenog materijala za katalizatore i

radne temperature istog, zavisi i od poroznosti materijala (specifična površina). Stoga aktivitet

nije konstantna veličina, već zavisi od starosti istog i stepena zaprljanosti, te usled toga i

katalizator ima svoj “ţivotni vek”. Ukoliko se temperatura izduvnih gasova u katalizatoru

spusti ispod 250 -300 0 C, stepen aktiviteta se smanjuje. Kod niskih temperatura u principu se

ne moţe ni govoriti o aktivitetu katalizatora ili je pak njegovo delovanje neznatno.

Kako je već rečeno, aktivitet katalizatora se smanjuje sa “starošću” istog. Naime

pokazano je da i kod prostrujavanja veoma čistih gasova, aktivitet opada sa vremenom. Uzrok

“starenja” je povećanje kristala teških metala, tako da dolazi do smanjenja pora, odnosno

smanjenja aktivne površine. Sa porastom radne temperature starenje takoĎe brţe nastupa. U

realnim radnim uslovima temperature izduvnih gasova u katalizatoru su oko 300 0C.

XV.5 Nivo buke

Buka vozila predstavlja jedan od posebnih problema direktno povezana sa konforom

voţnje, gledano sa aspekta putnika u vozilu, ali takoĎe i jedan od izvora problema sa

ekoloških aspekata.

Faktori koji utiču na buku su mnogobrojni i svi meĎusobno povezani, što je

ilustrovano na slici XV.34.

Maksimalni nivo buke je zakonska regulativa i u Republici Srbiji je regulisana ZOBS

–om, pravilnik "tehnički uslovi kojima moraju odgovarati pojedini ureĎaji na vozilima".

Prema ovom pravilniku dozvoljeni maksimalni nivo buke zavisi od vrste vozila i meri se

uslovima koji su propisani standardom.

Slika XV.5-1 Uticajni faktori na buku i oscilacije u kabini vozila

Porastom ekološke svesti ljudi i svesnosti značaja buke na čoveka i uopšte sav ţivi

svet, činjenica je da se u poslednje dve dekade ova disciplina razvila u visokoprecizni proces,

411

kome se posvećuje posebna paţnja još u procesu konstrukcije vozila, a potom i prilikom

proizvodnje i sklapanja sklopova. Dokaz tome je da se u poslednjoj deceniji nivo buke na

autoputevima smanjio za oko 50 % uz istovremeno smanjenje, u istom procentualnom iznosu,

vremena razvoja.

Nasuprot ţelje stručnjaka i stremljenju drţave u regulisanju propisa iz ove oblasti,

evidentna je indolentnost kupaca na nizak nivo buke novih vozila i kasnije, pri odrţavanju

vozila.

Neke zvanične i opšte priznate kategorizacije vozila po principu buke, odnosno

takozvane akustičke udobnosti, nema, tim pre što je osećaj buke i uopšte konfora vozila i

voţnje pre svega čisto subjektivne prirode, te zavisi od stava čoveka prema tom efektu a pre

svega od navika.

Slika XV.5-2 Princip pravilnog merenja buke vozila

Neki uobičajeni kriterijum, koji nemaju iza sebe standardom propisanu regulativu,

dele vozila na “bučna”, “vozila normalne bučnosti” i “tiha vozila”.

Novoproizvedena vozila u poslednje vreme imaju nivo spoljne buke (mereno van

vozila prema skici XV.5-2) do oko 70 do 74 dB (najviša vrednost za putnička vozila klase M1

prema EG normama), mada se sve češće pojavljuju vozila visoke klase, sa nivoom od oko 60

dB pri konstantnoj brzini od 100 km/h, što je za sadašnje nivoe buke, dosta niska vrednost, te

spadaju u takozvana “tiha vozila”.

Slika XV.5-3 Zvanično ne propisana kategorizacija buke vozila

Na slici XV.5-3 dat je dijagram bučnosti jednog ispitivanog putničkog vozila,

kategorisano prema upravo, pomenutom, zvanično ne propisanom kriterijumu.

412

LITERATURA

1. Аксенов, П. В; Многоосные автомобили, Машиностроение, Москва 1980

2. Bartoszuk, Anna; i drugi: Poradnik inţyniera samochodowego - elementy

materialy, Wydawnictwa Komunikacji i Lacznošci, Warszawa, 1990

3. Basshuysen, Richard; Fred Schäfer: Schell Lexikon Verbrennungsmotor, dodatak

uz časopis MTZ, Kosmos Verlags, Stuttgart 1998

4. Basshuysen, Richard; Fred Schäfer: Handbuch Verbrennungsmotor, 2. poboljšano

izdanje, Kosmos Verlags, Stuttgart 2002

5. Bekker, M. G; Kretanje van puteva- istraţivanje i razvoj u teramehanici, Univerzitet Mičigen, 1960

6. Bohner, Max; i drugi: Fachkunde Kraftfahrzeugtechnik, 25. neubearbeitete

Auflage, Europe Lehrmitel ISBN 3-8085-2065-5,

7. Bogdanović Boţidar, D. Nikodijević, A. Vulić: Hidrauliĉki i hidromehaniĉki prenosnici

snage, Mašinski fakultet Niš 1998.

8. Braess, Hans; Urlich Seiffert: Vieweg Handbuch Kraftfahrzeugtechnik, verbesserte Auflage 2, Fridrich Vieweg/Sohn, Braunschweig, 2001

9. Eckoldt, Carl: Kraftmaschinen I, Deutsches Museum, München, 1996

10. Fulanović, Davor; Ivo Kolin: Pokretna moć vatre, Tehnički muzej u Zagrebu, 1999

11. Garett, T. K; K. Newton; W. Steds: The Motor Vehicle, Reed Educational and

Professional Publishing Ltd, 2001

12. Gilespie, D. Thomas: Fundamentales of Vehicle Dynamics, Society of Automotove

Engineers

13. Гольд, Б. В: Конструирование расчет автомобиля, II dopunjeno izdanje,

Научно-техническое издателство, Москва 1962

14. Janković, Aleksandra; Dušan Simić: Bezbednost automobila, Monografija, Mašinski

fakultet u Kragujevcu, 1996

15. Janković, Aleksandra: Dinamika automobila, Mašinski fakultet u Kragujevcu, 2008

16. Janošević, Dragoslav: Projektovanje mobilnih mašina, Mašinski fakultet u Nišu, 2006

17. Јакоvljev, N. A; Divakov, N: Teorija automobila, Naučna knjiga, Beograd, 1966

18. Karnopp, Dean: Vehicle Stability, University of California, Davis, 2004

19. Klinar, Ivan: Motori sa unutrašnjim sagorevanjem, Fakultet Tehničkih nauka

Novi Sad, 2005

20. Knor, Predrag: Dinamika motornih vozila-skripta, Mašinski fakultet u Sarajevu,

Sarajevo, 2005/06

21. Kovačič, Boţidar: Teorija kretanja motornih vozila, Privredni pregled, Beograd,

1988

22. Lubczynski, Maciej; Stanislaw Mazurek: Samochody samowyladowcze, Wydawnictwa

Komunikacji i Lacznosci, Warszawa,1978

23. Mauel, Kurt: Kraftmaschinen II, Deutsches Museum, München, 1996

24. Milčić, Milorad: Rotacioni vankelovi motori, “Obod” Cetinje, 1976.

25. Orzelowski, Seweryn: Budova podwozi i nadwozi samochodowych, Wydawnictwa

szkolne i pedagogiczne, Warszawa,1987

26. Simić, Dušan: Motorna vozila, Naučna knjiga, Beograd, 1988

27. Simić, Dušan; Miroslav Demić: Elastiĉno oslanjanje pogonske grupe, MVM

saopštenja specijalno izdanje, Mašinski fakultet Kragujevac,1990

28. Stefanović, Aleksandar: Aspekt trţišno tehniĉkih mogućnosti i zakonskih ograniĉenja

u procesu razvoja motora i putniĉkih vozila, Zbornik radova sa

stručnog skupa, DEMI 2005, Banja Luka

413

29. Stefanović, Aleksandar: Teorija kretanja vozila, autorizovana skripta sa predavanja na

sajtu MF Niš

30. Stefanović, Aleksandar: Mobilne mašine i drumska vozila, autorizovana skripta sa

predavanja na sajtu MF Niš

31. Stefanović, Aleksandar: Eksploatacija motora SUS, autorizovana skripta sa predavanja

na sajtu MF Niš

32. Stefanović, Aleksandar: Motori sa unutrašnjim sagorevanjem – istorijat motora,

Mašinski fakultet u Nišu, 2001

33. Straßl Hans: Karosserie, Deutsches Museum, München

34. Todorović, Jovan: Koĉenje motornih vozila, Zavod za udţbenike i nastavna sredstva,

Beograd, 1988

35. Grupa autora: Kraftfahr technisches Taschenbuch, 22. Auflage, firma „Robert Bosch“

Stuttgart 1998

36. SRPS M.F2. 010 Klipni motori sa unutrašnjim sagorevanjem - Termini koji se

odnose na konstrukciju motora

37. SRPS M.N0. 050 Motorna vozila –Terminologija na ĉetiri jezika 38. Katalog, Mercedes Benz Museum,1992

39. Muzejski katalog, Peugeot,

40. Časopis: Automotive Engineer ( 'Europes automotive engineering magazine), Birdcage

walk. London

41. Časopis: Automotive Design Engineering ( 'Europes automotive design engineering

magazine), Birdcage walk. London

Documents

Drumska Vozila Osnovi Konstrukcije