UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI FACULTATEA DE TRANSPORTURI CATEDREA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT AUTOVEHICUL II

INDRUMATOR PROIECT: VOLOACA STEFAN

STUDENT: Nastase Alexandru GRUPA: 8403 b

1

Cuprins PARTEA I Cap.1. Cap.2. PROIECTAREA S.V. Etajarea S.V.(diagrama fierastrau) Determinarea caracteristicilor de tractiune

2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune 2.2. Trasarea caracteristicii dinamice 2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor 2.4. Trasarea caracteristicilor de demarare Cap.3. Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteaza Cap.4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate(diagrama fierastrau reala) Cap.5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor

5.1. Roti dintate(doua perechi) 5.2. Arbori 5.3. Lagare Se intocmeste desenul de ansamblu la scara a S.V. care va cuprinde sectiunea longitudinala a S.V.

2

PARTEA A II-A PROIECTAREA PUNTII SI A SUSPENSIEI DIN FATA Cap.1. Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din fata si alegerea justificata a solutiei pentru puntea care se proiecteaza. Cap.2. Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din fata si alegerea justificata a solutiilor pentru suspensia care se proiecteaza. Cap.3. Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala, diferentialul, arborii planetari). Cap.4. Calculul si proiectarea suspensiei

4.1. Elemente elastice 4.2. Alegerea amortizoarelor 4.3. Bara stabilizatoare Se intocmeste desenul de ansamblu la scara al puntii cu suspensia din fata care va cuprinde: vederea din fata, vederea de sus, sectiuni prin articulatii.

3

Capitolul 1 Etajarea S.V.(diagrama fierastrau)

Autovehiculul proiectat face parte din clasa Sedan, caracteristile raportelor de transmisie ale cutiei de videze sunt: I0=3,92 Etajarea se va efectua in preogresie geometrica => is1=3,36 is2=2,48 is3=1,83 is4=1 is5=0,71 Pentru determinarea vitezei in fiecare treapta se aplica formula 1.1 unde n este turatia masurata in rpm, rr este raza de rulare masurata in mm.

Vmax = 0.377 rr V1=8.....43 km/h V2=10.....58,6 km/h V3=14.....79,42 km/h V4=26......145 km/h V5=37.......204,71 km/h

nv max i0 isn

= 0.377 rr

n p i0 isn

(1.1)

In functie de aceste valori ale vitezei se traseaza diagrama fierastaru.Se observa ca la schimbarea treptei exista acoperire intre fiecare doua trepte consecutive, de aceea nu este nevoie ca turatia minima sa coboare pana la 900 rpm ci poate sa ajunga la valoarea de 1000 rpm pentru a nu ajunge motorul in zona de functionare instabila si pentru a nu avea intarzieri la demaraj.

4 n[rpm]

Capitolul 2 Determinarea performantelor de tractiune

2.1.Trasarea caracteristicii de tractiune Pentru trasarea caracteristicii de tractiune se porneste de la formula puterii pentru a afla puterea la fiecare turatie. Apoi se afla momentul si pe urma forta de tractiune.Conform proiectului automobile I.

Pex = Pmax [(

n n 2 n 3 ) ( ) +( , ) ( ) ( , ) ( ) ][ kW ] , np np np

= ce2-ca*(2ce-1)(ce-1)2 = 0.772-1.078(2*0.77-1)(0.77-1)2 =0.203 = 2ce*(ca-1)(ce-1)2 = 2*0.77(1.078-1)(0.77-1)2 = 2,275 = ca-1(ce-1)2 = 1.078-1(0.77-1)2 = 1.47 = 2ce2-3ce+ca(ce-1)2 = 2*0.772-3*0.77+1.078(0.77-1)2 = -0.87 = 3-2ca-ce2ce-12 = 3-2*1.078-0.772(0.77-1)2 = 4.7435

= 2-(ce+ca)(ce-1)2 = 2-1.848(0.77-1)2 = 2.87

M = 9550

Pmax , n n [ / + , / ( V max ) , / ( V max ) 2 ][ N m] np np npn min 1000 7,26 6,9369 3 n med 3800 52,08 Mmax 13,09 5 npmax 5400 Pmax=70, 48 12,47104

n P M

2000 21,37 10,209 52

2500 29,82 11,397 2

3000 38,59 12,29 1

4000 54,29 12,96 9

2.2.Trasarea caracteristicii dinamice La aflarea caracteristicii dinamice este nevoie de coeficientul dinamic D. Unde D=F-RG , unde Ft este forta de tractiune, Ra este rezistenta aerului iar Ga este greutatea maxima admisa a autovehiculului

2.3.Caracteristica de acceleratie Caracteristica acceleraiilor reprezint funcia, respectiv reprezentarea grafic a acesteia, care reprezint dependena acceleraiei autovehiculului fa de viteza de deplasare pentru toate treptele SV, cnd motorul funcioneaz la sarcin total. a= f(v)6

a= g/*(D-) j=1+ '+ '' iSj2

depinde de raportul de transmitere Rezulta:

2.4.Caracteristicile de demarare

Caracteristicile de accelerare reprezint dependena timpului de accelerare (td) i spaiului de accelerare (Sd) de viteza autovehiculului atunci cnd motorul funcioneaz la sarcin total. Timpul de accelerare reprezint timpul necesar creterii vitezei autovehiculului ntre dou valori date, iar spaiul de accelerare reprezint spaiul parcurs de autovehicul n acest timp. Timpul de demarare reprezint timpul n care autovehiculul, plecnd de pe loc, ajunge la o vitez reprezentnd 0,9 din viteza sa maxim, atunci cnd motorul funcioneaz la sarcin total, iar spaiul de demarare reprezint spaiul parcurs n timpul respectiv. Td= f(V) Sd=f(V)

Capitolul 3 Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteaza

Partile componente ale unui schimbator de viteze sunt:7

-mecanismul reductor(schimbatorul de viteze propriu-zis); -sistemul de actionare al schimbatorului; -dispozitivul de fixare. Mecanismul reductor constituie partea principala a schimbatorului de viteze si serveste la modificarea raportului de transmitere, respectiv a momentului motor, in functie de variatia rezistentelor la inaintarea automobilului, mecanismul reductor se compune din doi sau trei arbori pe care se afla montate mai multe perechi de roti dintate, cu ajutorul carora se transmite miscarea intre arbori si dintr-un carter.

3.1.CONSTRUCTIA MECANISMULUI REDUCTOR 3.1.1.Solutii constructive de cuplare a treptelor Cuplarea treptelor la schimbatoarele de viteze se poate obtine: -prin roti dintate cu deplasare axiala; -prin roti dintate cu angrenare permenenta si mufe de cuplare. Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala prezinta, din cauza vitezelor tangentiale diferite ale rotilor care urmeza sa angreneze, urmatoarele dezavantaje: -uzura rapida a dintilor rotilor dintate pe partea frontala si degradarea prematura a lor; -zgomot si socuri la cuplare; -dificultati pentru conducator la schimbarea treptelor. Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare simple poate fi: -cu mufa de cuplare cu dantura periferica; -cu mufa de cuplare cu dantura frontala. Cuplarea treptelor cu roti dintate angrenate permanent si mufe de cuplare simple se utilizeaza, de obicei, la treptele superioare ale schimbatorului de viteze care es folosesc cea mai mare parte din timpul de miscare al automobilului. Nici la aceasta solutie socurile de cuplare nu au fost eliminate ci numai deplasate de la dantura rotilor dintate la dantura mufei. Datorita faptului ca toti dintii mufei vin in contact in acelasi timp, uzura va fi mai mica deoarece sarcina preluata de un dinte este mult mai redusa.8

Intrebuintarea schimbatoarelor de viteze cu roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare simple prezinta si avantajul unei conduceri mai usoare a automobilului contribuind in acelasi timp si la marirea duratei de functionare a rotilor dintate prin descarcarea danturii principale. De asemenea nu a fost exclusa dificultatea, intalnita si la solutiile cu roti dintate cu deplasare axiala, de introducere a dintilor mufei deplasabile in golurile dintre dintii pinionului, precum si dezavantajul care consta in marirea momentului de inertie a pieselor care sufera o accelerare sau o decelerare la schimbarea treptelor. Cea mai importanta perfectionare a schimbatoarelor de viteze cu trepte cu arbori cu axe fixe o reprezinta sincronizatoarele. Sincronizatoarele sunt mecanisme speciale care realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la rotatie a lor. Cele mai importante tipuri de sincronizatoare, dupa forma suprafetelor de frecare, sunt: -sincronizatoare cu conuri; -sincronizatoare cu discuri; Dupa principiul de functionare sincronizatoarele pot fi: -sincronizatoare cu presiune constanta; -sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare. Sincronizatoarele conice cu presiune constanta se folosesc mai ales pentru cuplarea treptelor superioare ale schimbatorului de viteze, care in exploatare se folosesc o parte mult mai mare de timp decat treptele inferioare. Principiul de lucru al sincronizatorului conic cu presiune constanta cuprinde doua etape: -sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui secundar cu a uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze; -cuplarea danturii coroanei cu dantura auxiliara a rotii dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa. Principalul dezavantaj al sincronizatorului conic cu presiune constanta il reprezinta faptul ca acesta nu poate sa asigure in orice conditii egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate care urmeaza sa se cupleze. Sincronizatoarele conice cu inertie inlatura dezavantajul celor cu presiune constanta. Acestea au o constructie mai complicata avand in plus dispozitive9

suplimentare de blocare care permit cuplarea treptelor numai dupa egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si pinionului. Datorita faptului ca sincronizatoarele cu inertie garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga raspandire in schimbatoarele de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor.

3.1.2. Organizarea generala a mecanismului motor 3.1.2.1. Organizarea mecanismului reductor cu trei arbori La acest tip de reductor, arborele primar primeste miscarea de la motor prin intermediul ambreiajului. In prelungirea lui es gaseste arborele secundar care transmite miscarea la transmisia longitudinala. Arborele secundar este prevazut cu caneluri pe care pot culisa rotile dintate. Arbore intermediar este asezat paralel cu arborele secundar . Solidarizarea dintre arborele intermediar si roti se realizeaza prin pana sau prin uzinarea rotilor impreuna cu arborele. In cazul schimbatoarelo de viteze cu trei arbori rapoartele de transmitere se obtin cu ajutorul a doua perechi de roti dintate. Astfel se obtine un schimbator de viteze compact, cu distanta dintre arbori redusa. In schimb, datorita angrenarii a doua perechi de roti dintate, pierderile prin frecare sunt mai mari. In general, schimbatoarele de viteze cu trei arbori se utilizeaza la autovehiculele cu rezerva mare de putere, la care functionarea in ultima treapta a schimbatorului de viteze ocupa o mare parte din durata totala de miscare a autovehiculului. Rezulta ca prin adoptarea solutiei cu priza directa pentru ultima treapta, schimbatorul de viteze va functiona cea mai mare parte a timpului cu uzura foarte redusa pentru rotile dintate si cu un randament ridicat. Deplasarea rotilor baladoare pentru obtinerea diferitelor trepte se face cu ajutorul mecanismului de actionare al schimbatorului. In general rotile dintate sunt cu dinti inclinati. Acest lucru reduce zgomotul schimbatorului de viteze si mareste durabilitatea. Dezavantajul principal insa il reprezinta prezenta fortelor axiale care incarca in mod suplimentar lagarele arborilor. Acest neajuns se poate elimina daca unghiurile de inclinare ale dintilor se aleg astfel incat sa sa se echilibreze fortele axiale.

3.1.2.2. Mecanismul reductor cu doi arbori In cazul schimbatoarelor de viteze cu doi arbori momentul motor se transmite in toate treptele prin intermediul unui singur angrenaj de roti dintate. Acest lucru face ca gama raporturilor de transmitere sa fie relativ redusa. Principalul10

dezavantaj al acestui tip de schimbator este acela ca se intalneste la autovehiculele cu rezerva mica de putere organizate dupa solutia totul in fata sau totul in spate.

3.2. SISTEMUL DE ACTIONARE AL SCHIMBATOARELOR DE VITEZE Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze se compune din: -mecanismul de actionare propriu-zisa; -dispozitivul de fixare al treptelor. 3.2.1. Mecanismul de actionare propriu-zisa Sistemul de actionare directa al schimbatorului de viteze este folosit cel mai adesea la autovehiculele organizate dupa solutia clasica. La acest sistem maneta de actionare este dispusa pe capacul schimbatorului de viteze. Solutia este cea mai simpla si ieftina. La autobuzele cu motorul si schimbatorul de viteze pe spate, de la maneta de actionare pana la schimbatorul de viteze se utilizeaza parghii, dar si un sistem de actionare indirect deoarece este greu sa se selecteze treptele si obositor. 3.2.2. Dispozitivul de fixare al treptelor Dispozitivul de fixare al treptelor are rolul de a mentine schimbatorul de viteze intr-o anumita trepta sau la punctul mort atata timp cat nu intervine conducatorul auto. Acest dispozitiv elimina posibilitatea decuplarii sau cuplarii de la sine a treptelor. Pentru fixarea propriu-zisa a treptelor se utilizeaza tije culisante cu locasuri semisferice in care intra bile cu rolul de blocare

Analizand solutiile constructive posibile pentru un S.V. se alege pentru autoturismul Sedan un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispunede tractiune pe puntea spate. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu inertie fiind cele mei eficiente. Din punctul de vedere al sistemului de actionare acesta este cu actionare directa fiind o solutie ieftina si simpla. Dispozitivul de fixare al treptelor este cu tije culisante si cu locasuri semisferice.

11

Capitolul 4 Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate (diagrama fierastaru reala)

4.1. Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea schimbatorului de viteze. Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta, tinand seama de tipul automobilului pentru care se proiecteaza schimbatorul de viteze. Se alege schimbator de viteze cu 3 arbori si 5 trepte unde treapta a -5-a este treapta de supraviteza.12

4.2. Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze La determinarea numarului de dinti al rotilor dintate trebuie indeplinite urmatoarele cerinte: -realizarea, pe cat posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbatorului de viteze, avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti; -alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti egal sau apropiat de numarul minim de dinti admisibil pentru a rezulta un schimbator de viteze cat mai compact. Distanta c dintre axele arborilor secundar (sau primar) si intermediar poate fi exprimata in functie de razele rotilor dintate care se afla in angrenare: c=rd1+rd2=rd3+rd4=rd5+rd6=rd7+rd8=rd9+rd10=rd11+rd1213

in care rd este raza cercului de divizare. Daca se tine seama de legatura dintre raza rd, modulul m si numarul de dinti z ai unei roti dintate, atunci: C=0,5m1,2(z1+z2)=0,5m3,4(z3+z4)=0,5m5,6(z5+z6)=0,5m7,8(z7+z8)==0,5m9,10(z9+z10)=0,5m11,12(z11

+z12). Pentru autoturisme c=40 In cazul in care rotile au acelasi modul rezulta: Pentru a nu rezulta un schimbator inalt se alege Se alege zmin=14. Pentru a rezulta un schimbtor de viteze cu dimensiuni de gabarit ct mai reduse se adopt constructiv pentru roata dinat a angrenajului permanent z1=14 dini. n bibliografia de specialitate se recomand ca raportul de transmitere al angrenajului permanent s se calculeze cu relaia: ip=z2z1=isv1=3.36=1.833 Rezult: z2= ip x z1= 1.833 x 14 = 25.66 Se rotunjete z2= 26 dini. is1 = (z1/z2)*(z7/z8)

z2/z1=z7/z8 z1=z8=zmin.

Adoptnd pentru modulul normal valoare standardizat mn= 2.5mm, distana ntre axele arborilor schimbtorului de viteze va fi: c=0,5m1,2(z1+z2)=0,5 x 3 x (14+26)=60 mm

Pentru rotile care angreneaza permanent avem: is1 = (z1/z2)*(z7/z8) z2=z7=zmin*is1 Rezulta z1=14, z2=26, z11=31, z12=14. -pentru treapta I : z3=44, z4=19; -pentru treapta a II-a: z5=39, z6=24;14

-pentru treapta a III-a: z7=26, z8=14; -pentru treapta a IV-a: z9=20, z10=20; -pentru treapta a V-a: z11=24, z12=39; Noile rapoarte de transmisie sunt: is1=3,44 is3=1,91 is5=0,79Numar de dinti 13,866 7 16,001 5 18,060 9 31.021 0 32.558 nr dinti intre g 14 16 18 31 33 Nr total de dinti Roata dinat 26 22 19 17 14 z4 z5 z8 z2 z9 Mn[ mm] 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 cos( B) 0,86 6 0,86 6 0,86 6 0,86 6 0,86 6

is2=2,56 is4=1 (ales pentru cutia de viteze cu 3 arbori)

Isv 3.44 2.56 1.91 1 0.79

Ip 1.83 3 1.83 3 1.83 3 1.83 3 1.83 3

c 60 60 60 60 60

Isv` 1.87 5 1.37 5 1.05 5 0.54 8 0.43 0

Roata dinat z3 z6 z7 z1 z10

Beta 30 30 30 30 30

Diagrama fierastrau reala este prezentata in figura de mai jos:

15

Capitolul 5 Calculul si proiectarea mecanismului reductor

5.1.Roi dinate(dou perechi) Numrul de dini real al roilor dinate a fost stabilit pentru fiecare treapt n capitolul 4. Urmeaz verificarea roilor dinate . 5.1.1. Calculul danturii la ncovoiere Metoda cea mai rspndit de calcul a danturii la ncovoiere este metoda lui Lewis. Aceast metod consider c asupra unui singur dinte acioneaz fora normal N dup linia de angrenare i este aplicat n vrful dintelui. Fora N se descompune ntro for tangenial Ft i una radial Fr care solicit dintele la ncovoiere respectiv compresiune. Dintele se consider c o grind de egal rezisten cu profil parabolic. La aceast metod se consider ca fora total se transmite prin intermediul unui singur dinte. Solicitarea la ncovoiere n seciunea periculoas este dat de relatia 5.1. , i=MW=Ftl/(b*d2/6). i =Ft/b*p*y*cos unde b este limea roii dinate: b= *m*, =1,4...2,3; d=grosimea dintelui la baz; p=b/- pasul danturii; y-coeficient care ine seama de form i numrul dinilor; y=0,172-1,15/z+4,5/z2;

16

Roata Dintata 1 2 3 4 Roata 5 Dintat 6 a 7 8 9 1 10 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Numar dinti 14 26 14 26 22 Numa 16 r dinti 18 19 14 14 33 26 14 26 22 16 18 19 14 33

Raza de Modul frontal Diametrul de Diametrul divizare [mm] divizare [mm] exterior [mm] [mm] 3 3 3 3 Raza 3 de 3 divizar 3 e [mm] 3 3 21 3 39 21 39 33 24 27 28.5 31 49.5 21 39 21 Momen 39 t de Forta 33 torsiun24 tangential e 27 a [N] [Nmm]28.5 31 131000 6238.1 49.5 243285 6238.1 243285 451815 236552 243285 243285 192725 160067 243285 11585 11585 7168.2 10136.9 9010.6 6762.3 7622.2 4914.8 42 78 42 78 66Forta 48axiala 54[N] 57 3601. 62 6 99 3601. 6 6688. 6 6688. 6 4138. 6 5852. 5 5202. 3 3904. 3 4400. 7 2837. 6 48 84 48 84 Latime Forta 72 a rotii radial 54 dintate a [N] 60 b [mm] 63 2621. 68 21,7 7 105 2621. 21,7 7 4868. 25,0 9 4868. 25,0 9 3012. 21,7 6 4620. 21,7 3 3786. 21,7 9 2842. 21,7 1 3203. 21,7 4 2065. 21,7 6

Diametrul interior [mm]

Modu l fronta l [mm] 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

40.5 76.5 40.5 76.5 d 64.5 l [mm46.5 [mm ] ] 52.5 55.5 8,0 60.5 6,8 97.5 8,0 6,8 9,0 9,0 8,0 8,0 8,0 8,0 8,0 8,0 6,8 6,8 6,8 6,8 6,8 6,8 6,8 6,8

Sigm a 235,1 235,2 345,1 345,5 343,4 336,0 282,2 284,0 255,6 252,0

Tabelul 5.1. Calculul forelor din angrenajului

17

Tabelul 5.2 Dimensiunile geometrice ale angrenajelor.

Fora tangential care acioneaz n dantura roilor dinate se calculeaz cu relaia: Ft =2*Mt/m*z*i, unde i este raportul de transmitere de la motor la roata pentru care se determin forele. Fora radial i fora axial din angrenaj se determin cu relaiile: Fr=Ft*tg()/cos() ; Fa=Ft*tg(), n care este unghiul de angrenare al danturii,iar este unghiul de nclinare al danturii. Momentul de torsiune care revine fiecrei roi ine seama de arborele pe care este monatat roata respectiva. Astfel pentru roata 1 de pe arborele primar momentul de torsiune este dat de momentul maxim, Mmax, primit de la motor egal cu 159000 [Nmm]. Pentru roile de pe arborele intermediar momentul de torsiune se calculeaz cu relaia: Mp=Mmax*Ip=131000*1.875=245625 [Nmm] Pentru roile de pe arborele secundar momentul de torsiune se calculeaz cu relaia: Mp=Mmax*Isv1=131000*3.36=440160 [Nmm] Se constat ca eforturile unitare efective la ncovoiere sunt mai mici dect eforturile unitare admisibile care se recomanda a fi mai mici de 350 MPa. 5.1.2. Calculul danturii la oboseala La calculul danturii la oboseal se utilizeaz, pentru calculul forei tangeniale F t relaia: Ft=*Mmax*i/rd, unde este coeficientul de utilizare al momentului motor care se alege din graficul n care sunt reprezentate dependena in functie de fora specifica de tractiune t, unde t = Ft/Ga, Mmax este momentul maxim, i este raportul de transmitere dintre motor i roata dinat care se calculeaz i rd este raza cercului de divizare a roii dinate.

Efortul unitar la oboseal la ncovoiere dup un ciclu pulsator N , pentru N cicluri pentru roata dinat, este dat de relatia: N=(2*-1*(107/N)1/6)/(1+0)18

, unde -1 este efortul unitar pentru ciclul simetric corespunztor unui numr de cicluri de baz, iar 0=-1/r , unde r este efortul unitar de rupere. Pentru o durabilitate corespunztoare trebuie ndeplinite relatia: a se adopta oscilatii verticale acceptabile au perioada cuprinsa intre 1 s si 0,5 s, corespunzatoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 ... 7 m/s; rigiditatea suspensiei puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii spate pentru a reduce oscilatiile de tangaj; din

pastrarea neschimbata a caracteristicilor suspensiei cand masa suspendata se modifica se realizeaza prin modificarea rigiditatii arcurilor cu cresterea sarcinilor => interesul pentru suspensiile progresive; asigurarea unei amortizari suficiente (dupa o perioada amplitudinile sa se micsoreze de 3 ... 8 ori) => sarcinile dinamice transmise masei suspendate sa nu fie prea mari, iar rotile sa pestreze permanent contactul cu calea.

63

Putem spune ca suspensia are urmatoarele functii principale: poarta masa suspendata a automobilului; asigura un contact permanent dintre pneuri si calea de rulare; izoleaza masa suspendata de perturbatiile generate de interactiunea pneurilor cu calea de rulare. Elementele principale care compun suspensia sunt: - elementele elastice (arcurile); - amortizoarele; - tampoanele limitatoare; - barele stabilizatoare. Toate aceste elemente se monteaza intre puntea rigida sau mecanismul de ghidare al rotii si sasiu sau caroserie, asa cum se vede din figura 7.1.

Fig.4.1.Montarea elementelor componente ale suspensiei: 1-roata cu pneu; 2mecanismul de ghidare al rotii; 3-componentele suspensiei; 4-caroseria.

4.1.1Caracteristica elastica a suspensiei

4.1.1.1Definirea caracteristicii elastice a suspensiei Caracteristica elastica a suspensiei este dependenta dintre sarcina verticala pe roata si deformatia suspensiei si este reprezentata in figura 4.2. Cu ajutorul ei se apreciaza elementul elastic al suspensiei, folosind urmatorii parametri: sageata statica fst; sagetile dinamice fd1 si fd2 pana la limitatorul inferior, respectiv pana la limitatorul superior; rigiditatea suspensiei ks; factorul dinamic kd; fortele de frecare din elementele suspensiei.

64

Curbele la comprimare si la destindere nu coincid din cauza frecarii din elementele suspensiei. Se considera in mod conventional drept caracteristica elastica a suspensiei curba mediana figurata cu linie intrerupta, iar sageata statica fst se determina ducand tangenta la curba mediana pana la intersectia cu axa absciselor.

Fig.4.2.Caracteristica elastica a suspensiei La autoturisme este indicat ca sageata statica sa fie cuprinsa intre limitele 200 ... 250 mm Pentru obtinerea unui mers lin, cu un tangaj redus, trebuie ca raportul dintre sagetile statice ale suspensiei spate fst2 si suspensiei fata fst1, sa se afle intre limitele: la autoturisme sif st 2 = 0,8 0,9 f st1 1,0 1,2

Rigiditatea suspensiei ks este tangenta unghiului de inclinare al tangentei dusa prin punctul corespunzator sarcinii statice, la curba medie; in cazul general caracteristica suspensiei este neliniara, iar rigiditatea suspensiei variaza:k s = tg

In cazul sagetilor mai mari ca f2 si mai mici ca f1, bratul puntii sau arcul lamelar vin in contact cu tampoanele limitatoare de cursa. Pentru sagetile cuprinse in intervalul f 1-f2,

65

rigiditatea suspensiei poate fi considerata constanta (se modifica putin numai datorita pozitiei cercelului sau bratului). Coeficientul dinamic kd reprezinta raportul dintre sarcina maxima ce se transmite prin suspensie Fmax si sarcina statica Gs:Fmax Gs

kd =

La valori reduse ale coeficientului dinamic, cand automobilul se deplaseaza pe drumuri cu neregularitati, loviturile (socurile) in limitatori sunt frecvente. Valorile recomandate pentru coeficientul dinamic sunt pentru automobile de teren: 3 ... 4. Sageata dinamica fd se determina in functie de sageata statica pentru autoturismef d = 0,5 f st

Sageata dinamica a suspensiei determina capacitatea dinamica a suspensiei, reprezentata prin suprafata hasurata din figura 4.2. Cu cat capacitatea dinamica a suspensiei este mai mare, cu atat este mai mica probabilitatea loviturilor in tamponul limitator superior, la deplasarea pe drumuri cu neregularitati. Dependenta dintre frecventa oscilatiilor proprii ale masei suspendate (impusa din conditia asigurarii unui confort corespunzator) si sageata statica a suspensiei fst este data de relatia : [oscil/min]

=

300 f st

unde fst=fst.susp+fst.p [cm] fst.susp este sageata statica a suspensiei; fst.p este sageata statica a pneului. 4.1.1.2.Stabilirea caracteristicii elestice necesare Se adopta volori pentru sageata statica fst, sageata dinamica fd si pentru factorul dinamic kd. Pentru asigurarea unui mers lin al automobilului caracteristica elastica a suspensiei trebuie sa treaca prin punctele A si B (fig.4.3.a), conditie care este indeplinita numai de o caracteristica neliniara. Daca s-ar adopta caracteristica liniara 1, coeficientul kd va avea valoarea necesara, dar in punctul A sageata statica va fi

66

mai mica decat cea necesara, iar caracterul lin al mersului va fi nesatisfacator. Daca s-ar adopta caracteristica liniara 2, sageata statica va fi cea adoptata, dar in punctul B coeficientul dinamic va avea o valoare redusa si se vor inregistra lovituri frecvente in limitatori. Cerintele impuse pot fi satisfacute numai de caracteristica neliniara 3.

a.

b.

Fig.4.3.Comparatii intre diferite tipuri de caracteristici elastice

Daca se fixeaza punctele A si B (s-au adoptata sagetile dinamice f d1 si fd2 si coeficientul dinamic kd), se pot trasa o infinitate de caracteristici neliniare (fig.4.3.b). Caracteristica 1 este neconvenabila in privinta mersului lin deoarece sageata statica fst1 este prea mica; caracteristica 2, cu fst2=fd1, imbunatateste confortul, dar la oscilatii nu prea mari, rigiditatea creste mult; caracteristica 3 are in apropierea sagetii statice o rigiditate constanta, deci asigura un mers lin automobilului, iar la sageti mari rigiditatea creste progresiv, dovedindu-se cea mai convenabila. La proiectare se recomanda fd=70 ... 80 mm.

Pentru suspensia de proiectat se impun urmatoarele caracteristici: - fst=200 mm; - kd=4,5; - fd=100mm; -=21,21oscilatii/min.

67

4.1.2. Elemente de constructie si de calcul pentru arcurile elicoidale

Arcurile elicoidale sunt foarte raspandite datorita avantajelor lor: durabilitate mare; masa proprie redusa; nu necesita intretinere; executie mai simpla. Ele lucreaza la compresiune si au frecari interne foarte mici. Arcurile elicoidale nu preiau forte longitudinale si transversale. Tipurile constructive de arcuri elicoidale de compresiune sunt prezentate in tabelul 4.1.2.

Tabelul 4.1.2.Tipuri constructive de arcuri elicoidale de compresiune

68

Forta activa care actioneaza asupra arcului se determina in functie de incarcarea puntii si de constructia ei. Relatiile de calcul pentru aceste arcuri sunt prezentate in tabelul 4.1.3. Calculul si proiectarea arcurilor cilindrice de compresiune , cu sectiune rotunda este reglementat de STAS 7067/1-87. Tabelul 4.1.3.Relatii de calcul pentru arcurile elicoidale cilindrice

69

d=10mm diametrul spirei arcului; Dm=140 mm diametrul mediu al arcului; G=81500 Mpa; F=405 daN forta preluata de arc; Numarul spirelor active n=11; sageata arcului f=120 mm; efortul unitar la rasucire t=365 Mpa < 700 Mpa; forta maxima ce poate fi preluata de arc Fmax=900 daN.

4.2. Alegerea amortizoarelor 4.2.1.Rol si caracteristici

70

Montate in paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei, amortizoarele indeplinesc urmatoarele roluri: disipeaza rapid energia oscilatiilor verticale ale masei suspendate (caroseriei, sasiului etc.) rezultate in urma deformatiei suspensiei; diminuarea rapida a oscilatiilor maselor nesuspendate (roti, punti etc.) pentru asigurarea continua a contactului rotilor cu calea de rulare. Efectul unui amortizor este evidentiat in figura 4.2.1.

Fig.7.28.Efectul amortizorului

In urma deplasarii peste o denivelare, arcurile si amortizoarele sunt comprimate, iar socul produs asupra automobilului este preluat de arcuri, care impiedica ca masa suspendata M2 sa vina in contact cu masa nesuspendata M1. Masele M1 si M2 vor oscila in mod independent, in domenii de frecventa diferite (curbele cu linie albastra). Sub influenta amortizorului, oscilatiile sunt rapid amortizate (curbele cu linie rosie). La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele hidraulice telescopice cu dublu efect (realizeaza amortizarea atat la comprimare, cat si la destindere). Ele se impart in trei categorii: amortizoare pur hidraulice; amortizoare cu gaz de inalta presiune; amortizoare cu gaz de joasa presiune. Toate amortizoarele hidraulice telescopice au acelasi principiu de lucru: la deplasarea relativa a masei suspendate fata de masa nesuspendata, lichidul vascos din corpul amortizorului este obligat sa treaca prin orificii cu sectiune mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in energie termica.

71

Caracteristica de amortizare reprezinta dependenta dintre forta de rezistenta a amortizorului Fa si viteza de deplasare a pistonului vp (viteza relativa pe verticala a rotii fata de caroserie) in cilindrul amortizorului. Ea este definita de relatia: (7.16)Fa = c vi p

unde: c este coeficientul de rezistenta al amortizorului; i este exponentul vitezei (0