Calculul si Contructia Puntii Motoare Spate a unui Autovehicul

1.Generalitati:

Roile automobilului, n funcie de natura i de mrimea forelor i momentelor care acioneaz asupra lor, pot fi:

-roi motoare (antrenate): sunt roile care ruleaz sub aciunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;

-roi libere (conduse): sunt roile care ruleaz sub aciunea unei fore de mpingere sau tragere, de acelai sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitat asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;

-roi frnate: sunt roile care ruleaz sub aciunea unui moment de frnare dezvoltat n mecanismele de frnare ale roilor (frnare activ), sau de ctre grupul motopropulsor n regim de mers antrenat (frna de motor).

Pentru autoturisme, prevzute cu dou puni, organizarea traciunii se poate realiza dup soluiile 4x2 sau 4x4, prima cifr indicnd numrul roilor, iar cea de-a doua, pe cel al roilor motoare. Pentru organizarea traciunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispus n fa sau n spate, iar pentru tipul 4x4 ambele puni sunt cu roi motoare.

Punile motoare, fa de cele nemotoare, asigur transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcie de modul de organizare a traciunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinal, la roile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufer o serie de adaptri i anume:

-adaptare geometric determinat de poziia relativ dintre planul n care se rotete arborele cotit al motorului i planul n care se rotesc roile motoare;

-adaptare cinematic determinat de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit n dou ramuri, cte unul transmis fiecrei din roile motoare ale punii.

Pentru a-i ndeplinii funciile de mai nainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principal (sau angrenajul principal), diferenialul i transmisiile la roile motoare.

n procesul autopropulsrii, din interaciunea roilor motoare cu calea, iau natere fore i momente de reaciune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste fore i momente i de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei i cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forelor i a momentelor, precum i transmiterea lor dup direcii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punii, numit mecanismul de ghidare al roilor. Mecanismul de ghidare definete, n ansamblul punii, cinematica roii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel puni rigide i puni articulate.

1.1 . Studiul solutilor adoptate:

Puntea din spate motoare are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia longitudinala si fortele verticale de la caroseria autovehiculului, larotile motoare. Puntea din spate trebuie sa transmita caroseriei fortele de tractiune si fortele de frinare, precum si momentul reactiv si momentul de frinare, care apare in momentul deplasari.

Puntea din spate trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditi:

-sa asigure o functionare normala a tuturor organelor montare in carterul puntii;

-sa permita un raport de transmitere optim intre economicitate si dinamica autovehiculului;

-sa aiba un gabarit cit mai redus;

-sa asigute o capacitate de trecere mare;

-sa aiba un cost cit mai redus;

1.2. Soluti similare a puntii motoare:

Punte motoare in carterul punti se afla si planetarele Fig. 1 punte ii mai rigida si nu necesita materiale speciale si este o varianta simpla.

Fig. 1 Punte motoare rigida.Punte motoare in care arborii planetari se afla in afara carterului diferentialului [Fig. 2 a) si b)] se foloseste la pinte motoare cu suspensie independenta, este ce-a mai folosita solutie in prezent la automobile. Asigura o stabilitate buna in viraje un confort marit in exploatare.

Fig.2 a) Diferential autoblocant cu patinare limitata.

Fig. 2 b) Ansamblu punte motoare.

1.3. Solutii similare pentru transmisia principal si diferential:

Transmisia principala are rolul de a multiplica momentul motor primit de la transmisia longitudinala si de al trimite cu ajutorul diferentialului la arbori planetari in majoritatea cazurilor sub un unghi de 90 grd. Fata de axa pinionului transmisiei principale.

Trebuie sa asigure o calitate dinamica, economicitate, functionare silentioasa , gabarit cit mai redus, functionare fara zgomot, sa permita reglare, sa sa demonteze usor, sa fie rezistent, sa aiba un randament ridicat.

Transmisia principala se face de obice printrun angrenaj conico-cilindric la care difera dantura prin care se face angrenarea:

-dinti dreplti nu pre sunt utilizati pentru ca au un randament scazut si au un nivel de zgomot ridicat

-dinti inclinati si dinti cu dantura in evolventa (curbi) sunt cei mai folositi in majoritatea cazurilor transmit momemte mari au silentiozitate in timpul utilizari, au dezavantajul ca necesita costuri ridicate in fabricatie; Fig. 3

Fig. 3 Diferential coroana si pinionul de atac cu dantura curba.

-melc roata melcata se utilizeaza la camioane si autovehicole ce necesita rapoarte mari de transmitere pentru un gabarit cit mai redus;

-diferential autoblocan cu viscocuplaj pentru mai bune performante ale autovehiculelor Fig. 4;

Fig. 4 Diferential autoblocabil cu viscocuplaj.

-diferential cu melc roata melcata, se utilizeaza 6 sau 8 melci satelit si doa roti melcate planetatre, sunt folosite pentru autoblocare au constructive simpla si nu mecesita mechanism auxiliar de blocare;

2. Solutia adoptata pentru punte motoare:

Solutia puntii motoare adoptata se afla in Fig. 5 este o punte motoare rigida pentru ca echipeaza un camion;

Fig. 5 Punte motoare rigida.

2.1. Solutia adoptata pentru diferential si scema de organizare:Se adopta o solutie a transmisiei principale clasica pinion coroana dintata cu dinti inclinati, pentru o mai buna transmitere a puteri si pentreu silentiozitate in expoatare . Schema de functionare este prezentata in Fig. 6;

Fig. 6 Schema de organizare a transmisiei principale si a diferentialului.

2.2. Solutia adoptata arborelui planetar si schema de organizare:

Arborele planetar Fig. 7, rigid pentru ca este punte rigida si nu necesita arbori articulatii;

Fig. 7 Arbore planetar articulate la ambele capete si schema de organizare.

1-capatul arbotelui montat in diferential; 2-capatul arborelui montat in butucul rotii motoare;

2.3. Solutia adoptata butucului riti motoare si schema de organizare:

Organizarea butucului roti motoare Fig. 11. Sistemul de ghidare este prins de carterul puntii motoare, butucul interior este prevazut cu caneluri pentru asamblarea arborelui planetar si butucul interior este asamblat cu dio rulmenti radial-axiali in interiorul butucului exterior;

Fig.11 Butucul roti si schema de organizare.3. Dererminarea momentului motor de calcul: (Nmm)

Pentru calcule se adopt:

cv=0,97...0,98 ( pentru priz direct)

cv=0,92...0,94 (pentru celelalte trepte)

c=0,990...0,995 (transmsie longitudinal)

0=0,92...0,94

(Nm)

Raportul de transmitere din angrenajul conic 3.1. Calculul rotilor dintate conice:

Numrul de dinti

se adopta Unghiul de angrenare in sectiunea normal

=20 (grade)

Ltimea danturii

Unghiul de inclinare al danturii in sectiunea medie

m=35...40 (grade) pentru dantur curb

Coeficientul inltimii capului de referint normal si frontal

Coeficientul jocului de referinta la fund, normal si frontal

Unghiul conului de divizare

(grade)

( grade)

(grade)

( grade)

Numarul de dinti ai rotii echivalente

Lungimea generatoarei conului de divizare

(mm)

Adncimea de lucru a dintilor

Jocul de fund

nltimea dintelui

(mm)

Deplasarea specific n sectiunea frontal

nltimea capului

(mm)

(mm)

Inaltimea piciorului

(mm)

(mm)

Diametrul de divizare

(mm) (mm)

Unghiul piciorului dintelui

Unghiul conului exterior

Unghiul conului interior

Diametrul de virf

Distanta de la virful conului pina la dantura

(mm) (mm)Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

(mm)

(mm)

Verificarea angrenajului reductorului centralCalculul de rezistent la ncovoiere

(MPa)

(MPa)

ai=800 MPa

Calculul de rezistent la contact

(mm)

(mm)

(MPa)

(MPa)

a=1600 MPa

3.2. Calculul rulmentilor:Calculul fortelor din angrenajele concurente cu dantura nclinat

Pinion

(N)

(N)

(N)

Coroan

(N)

(N)

(N)

Verificarea rulmentilor din arborele pinionului

(mm)

(mm)

Reactiunile n punctul B

(kN)

(kN)

(kN)

Reactiunile n punctul A

(kN)

(kN)

(kN)

Pentru rulmentul din lagrul A avem urmtoarele caracteristici:

kN

(kN)

trebuie s fie< Cr

Rulmentul in lagarul B

(kN)

trebuie sa fie< Cr

3.3. Calculul diferentialului:

Stabilirea momentelor de clacul pe baza fluxului de putere

Momentul de calcul pentru rotile dintate (MC)

Numrul satelitlor

(Nm)

Momentul de calcul pentru imbinarea rotilor planetare cu arborii planetari

(Nm)

Calculul axului satelitilor

Raza medie a pinionului planetar

(mm)

(mm)

Efortul unitar de forfecare

a=50...100(N/mm2)

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si carcasa satelitului

(mm)

(mm)

(N/mm2)

as2=80(N/mm2)

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si satelit

(mm)

as1=40...60(N/mm2)

Calculul la strivire din angrenarea satelitului cu rotile planetare

(mm)

(mm)

(N/mm2)

as3=100...120(N/mm2)

3.4. Calculul arborelui planetar:

Arborii planetari sunt solicitati la torsiune si incovoiere, functie de

modul de montare al butucului.

Calculul arborilor planetari

Calculul arborilor planetari se face pentru patru regimuri caracteristice de miscare:

- regimul tractiunii

- regimul frnrii

- regimul deraprii

- regimul trecerii peste obstacole

Regimul tractiuniiGreutatea autovehiculului

(N)

Lungimea autovehiculului

(mm)

nltimea centrului de greutate

(mm)

Ecartamentul autoehiculului

(mm)

Raza de rotii

(mm)

Unghiul de nclinare al drumului =17(grade)

Coordonatele centrului de greutate

(mm)

(mm)

Coeficientul de aderent

Coeficientul de ncrcare dinamic a puntii motoare la demaraj

Greutatea puntii fat

(N)

Greutatea puntii spate

(N)

Reactiunea normal dinaimic

ZRs=ZRd

(N)

Reactiunea tangential dinamic

XRs=XRdCoeficientul de blocare al diferentialului

(N)

3.1.2. Regimul frnriiReactiunile normale la frnare

ZFs=ZFdCoeficientul de ncrcare dinamic al puntii spate

(N)

Reactiunile tangentiale la frnare

XFs=XFd

(N)

Regimul deraprii

(N)

(N)

(N)

(N)

Regimul trecerii peste obstacole

(N)

Calculul arborilor planetari total descrcati de momente de ncovoiereDiametrul arborelui panetar:

(mm)

(Nmm)

(mm3)

(N/mm2)

at=500 (N/mm2)

Bibliografie:1. Gheorghe Fril .a.: Calculul i construcia autovehiculelor, EDP Bucuresti,1987

2. Untaru .a. : Calculul i construcia autovehiculelor, EDP Bucuresti, 1982

3. Nicolae Tecua .a.: Tractoare i Automobile, EDP Buc. 1982

4. Frncu Tanase .a.: Tehnologia reparrii automobilului, EDP Buc.1983

5. Al. Groza .a.: Metode i lucrri practice pentru repararea automobilului ET, 1985

6. Gheorghe Poincu .a.: Automobile, EDP Bucuresti, 1980

7. Gh. Fril i E. Draghici .a.: Maini i utilaje, construcii de autovehicule, EDP Buc.1980

8. M. Untaru, Gh. Fril, I. Tabacu .a. : C.C.A. EDP Buc-1982

9. Corneliu Mondiru : Automobile Dacia. Dignosticare-ntretinere-Reparare, ET, Bucuresti, 2003

10. Dudi Florin: Transmisii cardanice, ET Buc.1966

11. D.Marinca i D.Abitancei: Fabricarea i repararea autovehiculelor rutiere 12. Curs: Calculul i Construcia Autovehiculelor, Prof. Varga BogdanSite-uri:

www.gwb-essen.de

www.egermanparts.com www.powerbelt.ro www.skf.com www.made-in-china.com www.yjlautoparts.com www.dennysdriveshaft.com