Upload
slobodan-milosevic
View
307
Download
33
Embed Size (px)
Citation preview
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
Slika I.2-9. 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
Shema rasporeda osovina
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")
Slika I.2-13. Teretni automobil visoke prohodnosti
(Specijalni teretni automobil "MAZ 8 x 8")
Slika I.2.14. Specijalni teretni automobil visoke prohodnosti
(Specijalni teretni automobil "ZIL 135")
35
Slika I.2-15. Teretni automobil visoke prohodnosti
(Teretni automobil "MAN")
Slika I.2-16. Teretni automobil visoke prohodnosti
Tabela I.2-4. Razmeštaj osovina i pogona specijalnih i dizaličnih vozila
Shema rasporeda osovina
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
Specijalna vozila povišene
prohodnosti i specijalne
prikolice
III
Specijalna vozila povišene
prohodnosti i specijalne
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
1. Glavni ram 2. Pomoćni ram
Slika II.4-9 Vezivanje glavnog i pomoćnog rama zavrtnjevima i konzolama
1. Glavni ram 2. Pomoćni ram
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
Slika br. II.5-47 Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje
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.
Slika br. II.5-50 Praktično izvedeno nezavisno ogibljenje
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
Četvorotaktni oto motor sa
četiri ventila po cilindru
8 - 10
Četvorotaktni oto motor sa
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
direktnim ubrizgavanjem
putniĉkih vozila
210 0,42
Dizel nadpunjeni motori sa
direktnim ubrizgavanjem
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
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 124 N
- 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
2 a) Kretanje na ravnom putu
- Otpor kotrljanju Rf = 392 N za koeficijent otpora kotrljanju f =0,01
- Otpor vazduha 21,0vR v N
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
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 461 N
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
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 461 N
- Koeficijent učešća obrtnih masa ≈ 1,1
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
pri početnoj brzini od 30 km/h
3. Autobus, masa ≈ 16000 kg
3 a) Kretanje na ravnom putu
- Otpor kotrljanju Rf = 1570 N za koeficijent otpora kotrljanju f =0,01
- Otpor vazduha 22,0vR v N
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
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 1709 N
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
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 1709 N
- Koeficijent učešća obrtnih masa ≈ 1,14
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
početnoj brzini od 30 km/h
284
4. Kamion sa prikolicom, masa ≈ 40000 kg
4 a) Kretanje na ravnom putu
- Otpor kotrljanju Rf = 3924 N za koeficijent otpora kotrljanju f =0,01
- Otpor vazduha 24,0vR v N
Slika IX.3-20. Otpori kretanju kamiona sa prikolicom na ravnom putu
4 b) Kretanje kamiona na usponu brzinom od 30 km/h
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 4202 N
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
početnoj brzini od 30 km/h
- Zbir otpora kotrljanju i vazduha Rf+Rv = 4202 N
- Koeficijent učešća obrtnih masa ≈ 1,52
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
pri početnoj brzini od 30 km/h
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.
Slika X.3-3 Dijagram bilansa snage pri kretanju vozila
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
Slika X.3-4 Dijagram bilansa snage pri kretanju vozila
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