PARTEA A DOUA

SISTEMUL DE CONDUCERE AL AUTOMOBILULUI

Cuprinde

SISTEMUL DE DIRECTIE (SD)

SISTEMUL DE FRANARE (SF)

CAPITOLUL 1

SISTEMUL DE DIRECTIE

1.1.Rol, conditii, clasificare Sistemul de directie dirijeaza automobilul pe traectoria dorita si

comandata de conducatorul auto. Schimbarea directiei de mers se poate realiza prin urmatoarele procedee:

1. Rotirea puntii in jurul unui pivot vertical care poate fi pe axa puntii sau in afara axei (pozitia acestui punct influenteaza latimea benzii de virare), pozitia rotilor fata de punte ramanand invariabila. Procedeul se numeste cu punte bracabila sau cu punte pivotanta, se foloseste la remorci si este prezentat in figura 1.1.

Fig.1.1.Virare cu punte pivotanta

2. Pozitionarea rotilor de directie prin rotirea lor in jurul unui ax pseudovertical numit pivot, pozitia puntii fata de automobil ramanand invariabila, operatie care se numeste bracare, iar procedeul se numeste cu roti bracabile si este prezentat in figura 1.2. Procedeul se aplica la majoritatea automobilelor.

3. Frangerea sasiului construit din doua segmente articulate intre ele, procedeu numit viraj cu sasiu articulat. Se foloseste la autobuzele articulate si la utilaje de constructii. (schema)

2

Fig.1.2.Virare cu roti bracabile

4. Virare prin antrenarea rotilor cu viteze unghiulare diferite, pozitiile puntii si ale rotilor fiind invariabile fata de automobil. Procedeul se aplica la senilate si la unele automobile speciale si este prezentat in figura 1.3.

Fig.1.3.Virare prin antrenarea rotilor cu viteze unghiulare diferite

Cel mai folosit este sistemul cu roti bracabile, puntea de directie fiind puntea din fata, deoarece soferul are o vizibilitata mai buna (roata de directie exterioara virajului care descrie cercul cu raza cea mai mare este in fata soferului), iar transmisia comenzii de bracare la rotile de directie este mai simpla.

Conditiile impuse sistemului de directie sunt: - sa asigure stabilizarea miscarii rectilinii (dupa efectuarea virajului

rotile de directie sa aiba tendinta de a reveni in pozitia corespunzatoare mersului in linie dreapta);

- efortul necesar manevrarii volanului sa fie cat mai redus; - sa aiba un randament cat mai ridicat;

3

- unghiurile de asazare ale rotilor sa se modifice cat mai putin in timpul virarii;

- sa elimine oscilatiile unghiulare ale rotilor de directie in jurul pivotilor (fenomenul se numeste shimmy si produce uzura articulatiilor, a pneurilor si instabilitate a directiei);

- sa permita obtinerea unei raze minime de viraj cat mai reduse; - sa fie suficient de irevarsibil astfel ca socurile rotilor de directie cu

neregularitatile caii sa fie transmise in mica masura la volan; - sa permita o manevrare rapida a directiei, adica unghiurile de rotire

ale volanului sa fie suficient de mici pentru a realiza o conducere sigura in raport cu viteza automobilului;

- sa fie simetric, adica numarul de rotatii ale volanului la stanga si la dreapta sa fie egale;

- sa permita inclinarea rotilor in viraj, astfel incat sa nu se produca alunecarea lor;

- sa fie compatibil cu mecanismul de ghidare al puntii sau al rotilor, adica deplasarile si oscilatiile rotilor sa nu produca oscilatii ale volanului;

- sa nu prezinte uzuri excesive care sa conduca la jocuri mari si in consecinta la reducerea sigurantei circulatiei;

- sa fie prevazut cu elemente de reglaj, iar reglarea si intretinerea sa fie usoare;

- constructia sa fie sigura, simpla, sa nu produca blocari si sa aiba o fiabilitate cat mai mare. Sistemul de directie este compus din:

1. volan si arborele (transmisia) volanului; 2. mecanismul de actionare sau de comanda; 3. transmisia directiei.

Clasificarea sistemelor de directie se face dupa urmatoarele criterii: A. Dupa locul de dispunere al volanului respectiv al postului de

conducere:- volan si post de conducere pe stanga pentru circulatia pe partea

dreapta;- volan si post de conducere pe dreapta pentru circulatia pe partea

stanga;B. Dupa locul unde sunt plasate rotile de directie:

- la automobilele cu doua punti, pot fi directoare rotile puntii din fata, ale puntii din spate, sau ale ambelor punti;

4

- la automobilele cu trei punti pot fi roti directoare rotile puntii din fata, ale puntii din fata si ale puntii din spate, sau ale puntii din fata si ale puntii din mijloc;

- la automobilele cu patru punti cea mai uzuala solutie este cu roti directoare pentru primele doua punti, dar pot fi adoptate si alte configuratii asa cum se vede din figura 1.4.

C. Dupa tipul si angrenajul mecanismului de actionare: - dupa valoarea raportului de transmitere: cu raport de transmitere

constant sau variabil; - dupa tipul angrenajului folosit: cu melc globoidal si rola, cu surub si

piulita, cu surub piulita si bile recirculate, cu pinion si cremaliera etc;D. Dupa existenta functiei de servoasistare:

- fara servodirectie; - cu servodirectie hidraulica si actionare a pompei de catre MAI sau cu

motor electric; - cu servoasistare electrica;

E. Dupa dispunerea mecanismului de actionare fata de transmisia directiei:

- mecanism de actionare integrat in trapezul de directie; - mecanism de actionare separat de trapezul de directie;

F. Dupa constructia puntii de directie: - sistem de directie pentru punte de directie rigida; - sistem de directie pentru punte de directie fractionata.

5

Fig.1.4.Sistem de directie integral pentru o automacara cu patru punti (Liebherr).

1.2.Constructia sistemului de directie

1.2.1.Sisteme de directie pentru punti rigide In figura 1.5 se prezinta schema constructiva a sistemului de directie

pentru o punte din fata rigida, cu mecanismul de actionare montat separat de trapezul transmisiei directiei.

6

Fig.1.5.Sistem de directie pentru o punte rigida: 1-volanul; 2-levierele trapezului de directie; 3-bara transversala de directie sau bara de conexiune; 4-fuzeta; 5-levierul de comanda al fuzetei; 6-bara longitudinala de directie; 7-levierul de directie sau levierul de comanda; 8-mecanismul de actionare; 9-arborele volanului .

In figura 1.6 se prezinta constructia transmisiei directiei cu levier central pentru o punte rigida de autobuz (Saviem SC 10), impreuna cu caracteristicile dimensionale principale. Interesant la aceasta punte este montarea arborelui levierului central in forma de “L” direct in grinda puntii, iar levierul fuzetei este montat pe fata de jos a bratului inferior si serveste si drept capac de inchidere pentru lagarul de jos al pivotului.

7

Fig.1.6.Transmisia directiei cu levier central (Saviem SC 10)

Constructia puntii din fata si corelarea ei cu suspensia mixta (arc lamelar + perna de aer tip burduf), cu sistemul de directie (montaje ale levierului central si levierului de fuzeta), cu sistemul de franare (montarea cilindrului receptor pneumatic si a talerului mecanismului de franare cu tambur si saboti interiori) sunt prezentate in figura 1.7.

8

Fig.1.7.Constructia puntii rigide din fata si corelarea ei cu suspensia, SD si SF (Saviem SC 10): 1-janta; 2-cilindrul de frana; 3-sabotul mecanismului de franare; 4-butucul rotii; 5-suportul talerului de frana; 6-pivotul conic; 7-fuzeta; 8-grinda puntii; 9-levierul fuzetei; 10-tamburul.

9

Trapezul de directie, respectiv levierul central pot fi amplasate in spatele grinzii puntii din fata, sau in fata grinzii. Prima solutie prezinta avantajul ca bara transversala (barele transversale) sunt protejate de grinda in cazul ciocnirii cu obstacole de pe drum, iar a doua se recomanda in cazul puntii din fata motoare pentru ca bara transversala sa fie dreapta.

1.2.2.Sisteme de directie pentru punti fractionate In cazul automobilelor cu puntea din fata fractionata cu suspensie

independenta, bara transversala este fractionata in doua sau chiar trei parti, iar rolul trapezului de directie este preluat de doua sau chiar trei mecanisme cu bare dispuse transversal intre roti.

In figura 1.8 este prezentata constructia sistemului de directie pentru o punte fractionata, cu mecanismul de actionare integrat in transmisia directiei (levierul de comanda cu arborele sau formeaza latura din stanga a patrulaterului central) si cu transmisia directiei cu patrulater central.

Fig.1.8.Constructia sistemului de directie cu mecanism de actionare cu melc si rola integrat si patrulater central: 1-portfuzeta; 2-fuzeta; 3-levierele fuzetelor; 4-bieleta dreapta; 5-levierul din dreapta al patrulaterului central; 6-levierul de comanda; 7-mecanismul de actionare; 8-bara transversala de directie (bara de conexiune); 9-bieleta din stanga.

10

Dispunerea patrulaterului central in fata sau in spatele axei rotilor depinde de solutia de organizare adoptata pentru zona din fata a automobilului. (puntea RL 75 EC ZF)

Daca se deplaseaza spre centru levierele laterale ale patrulaterului central pana la suprapunerea lor in planul median al automobilului, se obtine transmisia directiei cu levier central simetric, care a fost prezentata in figura 1.6 pentru o punte rigida, dar se poate folosi si pentru puntea fractionata. Integrarea mecanismului de actionare, astfel incat levierul de comanda este chiar levierul central simplifica transmisia de forta a directiei. Se complica constructia transmisiei de comanda, dar se creaza posibilitatea dispunerii mecanismelor care permit reglarea pozitiei volanului dupa doua directii. O astfel de solutie este prezentata in figura 1.9.

Fig.1.9.Sistem de directie cu mecanism integrat si levier central (autobuz IVECO TURBOCITY – U) (de inlocuit cu RL 75 E ZF)

Pentru puntile din fata fractionate ale autoturismelor si ale autoutilitarelor usoare, folosirea mecanismului de actionare pinion cremaliera este avantajoasa deoarece se simplifica constructia sistemului de directie, prin integrarea mecanismului in transmisia directiei (tija cremaliera

11

are rolul barei de conexiune). Este necesar insa un spatiu transversal pentru montarea mecanismului de actionare. Schema constructiva a unui sistem de directie cu mecanism pinion-cremaliera este prezentata in figura 1.10.

Fig.1.10.Schema constructiva a sistemului de directie cu mecanism de actionare pinion-cremaliera: 3-levierele fuzetelor; 7-articulatii sferice cu tija cremaliera; 8-tija cremaliera. Montarea mecanismului de actionare pinion-cremaliera depinde de

dispunerea legaturilor mecanismului cu elementele conjugate, asa cum se vede din figura 1.11.

Fig.1.11.Legaturile mecanismului pinion-cremaliera: a)pinion cu axa inclinata dispus in stanga si bielete articulate la capetele tijei cremaliera; b)pinion central cu axa perpendiculara pe cea a cremalierei si bielete articulate la capetele tijei cremaliera; c)pinion cu axa inclinata dispus in stanga si bielete lungi articulate in partea centrala a tijei cremaliera.

12

Montarea mecanismului pinion-cremaliera depinde de ampasarea grupului motor-transmisie, de constructia puntii din fata, de traseul posibil pentru arborele volanului. In plan vertical cremaliera poate fi montata sub axa rotilor, in planul axei rotilor, sau deasupra axei rotilor. In plan orizontal cremaliera poate fi montata in spatele axei rotilor si levierele fuzetelor dispuse spre fata, in fata axei rotilor si levierele fuzetelor dispuse spre spate, sau putin in fata axei rotilor si levierele fuzetelor dispuse spre fata, asa cum se vede in figura 1.12.

Fig.1.12.Montarea mecanismului pinion-cremaliera in plan orizontal.

13

1.2.3.Constructia mecanismului de actionare Constructia mecanismului de actionare depinde de angrenajul care se

foloseste. Cele mai folosite mecanisme de actionare sunt prezentate in continuare.

In figura 1.13 este prezentata constructia mecanismului de actionare cu melc globoidal si rola, in acest caz rola dubla. Mecanismul este construit pentru a fi integrat in transmisia directiei (levierul de comanda este si levierul din stanga al patrulaterului central). Mecanismul cu melc globoidal si rola este cel mai raspandit, deoarece acopera toata gama de automobile (de la autoturisme de clasa mica pana la autocamioane). Diferentele constructive sunt:

- tipul rolei, simpla, dubla, sau tripla in functie de momentul transmis;- modul de sprijin al arborelui levierului de comanda pe care se

monteaza rola cu axul sau: arbore cu un singur lagar de alunecare de lungime mare pentru marirea rigiditatii si rola lucrand in consola, arbore cu doua lagare (cel din capac cu rulment) si rola lucrand intre reazeme.

Fig.1.13.Mecanism de actiunare cu melc globoidal si rola dubla (LADA): 1-arborele levierului de comanda cu un singur lagar de alunecare; 2 si 4-dispozitivul de reglaj al jocolui din angrenare; 3-capacul mare; 5-melcul globoidal; 6-dispozitivul de reglaj pentru strangerea rulmentilor melcului; 7-rola dubla; 8-axul rolei.

14

In figura 1.14 se prezinta constructia mecanismului de actionare cu surub-piulita –manivela folosit pe autocamioane.

Fig.1.14.Mecanism de actionare cu surub-piulita-manivela: a)constructie si schema cinematica: 1- arborele volanului; 2-surub cu mai multe inceputuri; 3-piulita cu deplasare in lungul surubului; 4-arborele levierului de comanda; 5-levierul de comanda; 6-manivela; b)variatia randamentelor si a raportului de transmitere.

La acest mecanism se regleaza numai pozitia axiala a arborelui volanului. Cand, datorita uzurii angrenajului, se mareste cursa libera a volanului, surubul si piulita se inlocuiesc.

In figura 1.15 se prezinta constructia mecanismului de actionare cu surub oscilant si piulita.

15

Fig.1.15.Mecanism cu surub oscilant si piulita: 1-arborele levierului de comanda; 2-piulita cu deplasare axiala; 3-carterul mecanismului; 4-arborele oscilant al volanului; 5-trompa volanului; 6-lagar elastic oscilant.

La acest mecanism nu se face nici un reglaj in exploatare. Si acest mecanism are raport de transmitere variabil, cu mici diferente la rotirea volanului spre dreapta sau spre stanga, care se pot compensa prin montarea nesimetrica a levierului de comanda.

Dezavantajele principale al angrenajului surub-piulita sunt randamentul scazut si uzura mare pentru surub si piulita, care nu se poate compensa prin reglare ci numai prin schimbarea celor doua piese. Aceste dezavantaje sunt anulate prin inlocuirea frecarii de alunecare dintre spirele surubului si ale piulitei cu frecare de rostogolire, rezultand mecanismul cu surub-piulita si bile recirculate. Constructia unui astfel de mecanism este prezentata in figura 1.16.

16

Fig.1.16.Mecanism cu surub, piulita, bile recirculate, cremaliera si sector dintat: 1-arborele levierului de comanda; 2 si 3-dispozitivul de reglare a angrenarii dintre sectorul dintat si cremaliera; 4-tubul de ghidaj al bilelor recirculate; 5-piulita cu deplasare axiala; 6-surub.

Mecanismul are doua reglaje: reglarea strangerii rulmentilor surubului si reglarea jocului din angrenarea cremalierei cu sectorul dintat. Randamentul direct ajunge la valoarea de 0,85, cel invers la 0,7, iar raportul de transmitere este aproape constant (mici diferente pentru bracarea la dreapta si la stanga) cu o valoare medie de 20.

Mecanismul cu pinion si cremaliera se foloseste la majoritatea autoturismelor si la unele autoutilitare datorita avantajelor sale:

- randament direct ridicat; - bracari mari ale rotilor la rotiri mici ale volanului; - este integrat in transmisia directiei si simplifica constructia SD prin

reducerea numarului de articutatii. Ca dezavantaje se amintesc:

- randamentul invers ridicat, deci socuri resimtite la volan;

17

- necesita un spatiu transversal intre roti pentru montare. In figura 1.17 se prezinta constructia mecanismului pinion-cremaliera

cu pinion lateral montat inclinat si cu articulatii sferice cu bieletele.

Fig.1.17.Mecanism pinion-cremaliera (Opel Corsa): 1-pinionul cu dinti inclinati; 2-rulmentul din fata cu role cilindrice; 4-articulatia sferica cu bieleta; 5 si 6-sistemul de etansare dinspre bieleta.

Constructia mecanismului din zona angrenarii pinionului cu cremaliera si reglarea jocului din angrenaj sunt prezentate in figura 1.18.

18

Fig.1.18.Angrenarea dintre pinion si cremaliera si reglarea jocului (ZF): 3-tija cremaliera; 14-arc de compensare; 15-plunger; 16-piulita de reglare; 18-inel limitator; 19-inel de etansare; 20-rulment radial axial cu bile; 21-pinion; 23-rulment radial cu role cilindrice; 31-inel de etansare; 43-piulita; 45-capac de protectie; s ≤ 0,12 mm cursa plungerului.

Constructia mecanismului pinion-cremaliera cu bielete lungi, articulate in partea centrala a cremalierei este prezentata in figura 1.19.

19

Fig.1.19.Mecanism pinion-cremaliera cu bielete lungi articulate central pe cremaliera (Opel Astra): 3,4,5-asamblarea reglabila dintre bieleta si capul de bara; 6-articulatiile bieletelor cu cremaliera; 20-rulment radial axial cu bile; 21-arborele pinionului 23-rulment radial cu role cilindrice.

1.2.4.Servomecanisme de directie Servocomanda, cunoscuta sub denumirea de servodirectie, este un

sistem de comanda destinat amplificarii de putere, in scopul usurarii conducerii, prin reducerea efortului necesar actionarii volanului, prin atenuarea socurilor si prin amortizarea vibratiilor transmise de la rotile de directie la volan, sporind astfel manevrabilitatea si siguranta.

Servodirectia executa comenzile de la volan sau reactioneaza la solicitarile care ar determina deplasari nedorite, primind energia necesara prin diferite sisteme: electric si hidraulic (cele mai folosite).

Conditiile impuse sistemelor de directie sunt: - pozitia rotilor de directie trebuie sa corespunda comenzii date de

sofer, atat la deplasarea rectilinie, cat si la deplasarea in viraj; - dupa ce au parcurs o curba, lasand liber volanul, rotile de directie

trebuie sa revina automat la pozitia de mers in linie dreapta;

20

- servodirectia trebuie sa asigure soferului un bun “contact cu drumul”;- interventia fortei suplimentare nu trebuie sa fie perceputa la volan; - conducerea automobilului trebuie sa fie posibila si in cazurile in care

servodirectia nu functioneaza;- sa prezinte siguranta contra vibratiilor chiar si pe drumuri foarte rele

(sa nu apara autooscilatii ale rotilor de directie sau ale volanului).

1.2.4.1.Servomecanisme hidraulice de directie Servomecanismul hidraulic de directie (cel mai folosit) se compune

dintr-o pompa hidrostatica actionata de MAI sau de un motor electric, un distribuitor comandat de la volan si un motor hidrostatic liniar cu dublu efect, care transforma, la comanda data prin volan, energia hidrostatica in lucru mecanic de actionare a rotilor de directie.

Cel mai folosit este servomecanismul cu legatura inchisa intre elemente, care permite sincronizarea dupa viteza si directia miscarii elementului de comanda (volanul) si de urmarire a rotilor motoare, compensand automat influenta actiunilor perturbatoare. Schemele constructiva si structurala a unui astfel de servomecanism sunt prezentate in figura 1.20.

Fig.1.20.Schemele servomecanismului hidraulic cu legatura inchisa intre elemente: a)schema constructiva: V-volan; MC-mecanism de actionare; DS-distribuitor hidraulic; PDC-pompa hidrostatica cu debit constant; RZ-rezervor de ulei hidrostatic; VM-supapa de suprapresiune; LR-legatura de reactie; MH-motor hidrostatic; RD-roata de directie; b)schema structurala.

21

In figura 1.21 se prezinta constructia servomecanismului cu surub,

piulita, bile recirculate, cremaliera si sector dintat in pozitia neutra.

Fig.1.21.Constructia servodirectiei hidraulice ZF: 1-carterul mecanismului; 2-pistonul cu piulita interioara; 3-arborele de comanda; 4-sectorul dintat; 5-surubul cu corpul distribuitorului; 6-bilele recirculate;7-tub de recircularea bilelor; 8-supapa limitatoare de debit; 9 si 10-pistoanele distribuitorului; 11 si 12-canalele de admisie; 13 si 14-canalele de refulare; 15 si 16-canalele de retur; 17-rezervorul de ulei; 18-bara de torsiune (elemental de reactie); 19-pompa hidrostatica; 20-supapa de suprapresiune.

Observatie: Toate servomecanismele hidraulice de directie au doua supape reglabile pentru corelarea bracarii maxime a rotilor cu cursa maxima utila a pistonului cilindrului hidrostatic.

Pentru servomecanismul precedent supapele limitatoare sunt prezentate in figura 1.22.

22

Fig.1.22.Supapele limitatoare de cursa a pistonului pentru servodirectia ZF

Se pot realiza servodirectii hidraulice la care cilindrul de lucru si distribuitorul cu sertar sunt separate de mecanismul de actionare. Aceasta solutie prezinta avantajul ca se poate instala o servodirectie hidraulica intr-un SD clasic fara modificari constructive majore. Schema unei astfel de solutii este prezentata in figura 1.23.

Fig.1.23.Servodirectie cu cilindrul de lucru si distribuitorul separate de mecanismul de actionare: 1-bara transversala de comanda; 2-orificiul de admisie a uleiului; 3-orificiul de evacuare a uleiului; 4-distribuitorul cu sertar si cilindrul de lucru; 5-tija pistonului; 6-volan; 7-articulatia cu levierul de comanda al fuzetei.

1.2.4.2.Servodirectii electrice Se folosesc pe autoturisme, fiind grefate pe mecanisme de actionare

pinion-cremaliera si au urmatoarele avantaje:- putere consumata foarte mica, asa cum se vede din figura 1.24;

23

Fig.1.24.Puterea consumata de o servodirectie hidraulica si una electrica la un autoturism W Golf.

- efectul servo este asigurat si cand MAI nu functioneaza; - nu are variatii de moment si functioneaza cu zgomot redus; - stabileste momentul de asistare in functie de unghiul de bracare;- elimina fenomenul de supraasistare;- montarea sistemului nu implica modificari ale MAI;- frecari interne reduse, domeniu larg de turatie si de temperatura; - constructie simpla, ieftina, durata de viata ridicata;- insensibil la murdarie.

Sunt posibile trei modalitati de montare a directiei servoasistate electric, asa cum se vede din figura 1.25.

24

Fig.1.25.Posibilitati de montare a servodirectiei electrice

Schema de montare a servodirectiei electrice pe cremaliera si schema constructiva a motorului electric sunt prezentate in figura 1.26. Blocul electronic de comanda (calculatorul) este montat pe motorul electric.

25

Fig.1.26.Montarea servodirectiei electrice pe cremaliera si constructia motorului electric asincron (W Golf).

1.2.5.Volanul si transmisia volanului Functii indeplinite: - transmite comanda virarii de la organul de comanda (volanul) la mecanismul de actionare;- permite reglarea pozitiei volanului;- are rol esential in siguranta pasiva prin: dispunerea airbagului sofer in butucul volanului, deformarea unor elemente constructive pentru a evita impactul cu corpul soferului;

26

- asigura blocarea manevrarii volanului in timpul stationarii automobilului; - contribuie la estetica si ergononia postului de conducere.

Traseul transmisiei volanului depinde de pozitia si constructia mecanismului de actionare.

In figura 1.27 se prezinta constructia unei transmisii a volanului cu doua articulatii cardanice si arborele primar al volanului telescopic pentru a permite reglarea axiala a acestuia si a asigura siguranta pasiva.

Fig.1.27.Constructia transmisiei volanului (VW Golf): 5-element de blocare; 6-arbore intermediar; 7 si 8-articulatii cardanice; 9 si 10-lagare de sprijin ale arborelui primar pe suportul sau; 11-burduf de protectie.

O solutie consacrata pentru arborele telescopic este prezentata in figura 1.28.

Fig.1.28.Constructia arborelui telescopic: 1-semiarbore interior; 2-semiarbore exterior; 3-bucse de ghidare; 4-lamela elastica; 5-element de blocare.

27

In cazul unei ciocniri frontale, cand mecanismul de actionare se deplaseaza pe suportul sau, influenta deplasarii nu se transmite arborelui primar al volanului, deoarece arborele secundar se deformeaza. In plus volanul se basculeaza fata de arborele sau primar, planul sau devine vertical si protejeaza astfel soferul. Aceasta solutie constructiva este prezentata in figura 1.29.

Fig.1.29.Transmisie a volanului cu arbore secundar deformabil si volan basculabil (Mercedes)

O solutie de transmisie a volanului care imbina arborele primar telescopic cu arborele secundar deformabil este prezentata in figura 1.30. Articulatia cardanica este excutata din aliaj pe baza de Al.

28

Fig.1.30.Transmisie a volanului cu arbore telescopic si arbore deformabil (Volvo)

Deplasarea axiala a volanului si a arborelui sau primar in caz de accident se poate realiza prin folosirea unui cuplaj elastic special intre arborele volanului si mecanismul de actionare si a unui support deformabil de sprijin a arborelui volanului pe grinda bord, asa cum se vede din figura 1.31.

Fig.1.31.Deplasarea axiala a volanului in caz de accident: a)schema constructiva; b)constructia cuplajului.

In cazul autoutilitarelor cu post de conducere avansat sunt obligatorii masuri constructive care sa evite impactul corpului soferului cu volanul

29

si/sau arborele sau, sau macar sa micsoreze efectele, la ciocnirea volanului cu toracele soferului, prin: montarea mecanismului de actionare pe un suport deformabil; bascularea volanului fata de arborele sau; deformarea suportului de sprijin al arborelui volanului pe grinda bord. Aceaste solutii constructive sunt prezentate in figura 1.32.

Fig.1.32.Constructia volanului si a arborelui sau la autoutilitarele cu post de conducere avansat

La autoturismele de clasa superioara se folosesc solutii complexe pentru reglarea continua a pozitiei volanului pe directie axiala si a inclinarii sale, asa cum se vede din figura 1.33.

30

Fig.1.33.Volan cu reglare continua automata pe doua directii: 1-deplasare axiala a volanului; 2-deplasare unghiulara a volanului; 3-motor electric; 4-anngrenaj cilindric; 5-surub; 6-arborele propriuzis; 7-tija de comanda; 8-articulatie.

1.2.6.Bare si articulatii Barele transmisiei directiei pot fi cu lungime fixa sau cu lungime

variabila pentru efectuarea reglajelor. Articulatiile sunt sferice cu fixare pe con. Ele pot fi cu centrul fix sau

cu centrul deplasabil (articulatii elastice). In figura 1.34 se prezinta constructia unei bare cu lungime variabila si

a articulatiei sale cu centrul fix.

31

a

bFig.1.34.Constructia barei cu lungime variabila (a) si a articulatiei cu centrul fix (b): 1-corpul articulatiei; 2-nuca metalica; 3-pastile nemetalice (cuzineti); 4-placa de inchidere; 5-burduf de protectie; 6 si 7-sigurante elastice.

Solutii constructive pentru articulatiile elastice sunt prezentate in figura 1.35. Ele se clasifica in functie de forma boltului sferic, cinematica elementelor si sistemul de reglare a jocului.

Boltul poate avea forma sferica (fig.1.35. a,b,c,d,f,h,i), semisferica (fig.1.35.e) sau tronconica (fig.1.35.g).

In functie de cinematica elementelor, articulatiile pot fi cu cinematica simpla (capul sferic al boltului efectuiaza, fata de tija in care este montat, atat o miscare in jurul axei boltului, cat si o miscare in jurul axelor ce trec prin centrul sferei) sau cu cinematica compusa (miscarea se descompune in doua, una in jurul axei boltului, iar a doua in jurul axelor ce trec prin centrul sferei si sunt perpendiculare pe axa boltului). La miscarea in jurul axei boltului, suprafata de lucru aluneca pe pastile, iar la miscarea in jurul axelor ce trec prin centrul sferei, pastila aluneca in raport cu corpul tijei (fig.1.35.g).

Diametrul sferei articulatiilor se adopta astfel: 20…24 mm la autoturisme; 27…30 mm la automobile mijlocii; 32…35 mm la automobile grele.

Articulatiile sferice pot fi cu ungere periodica sau capsulate.

32

Fig.1.35.Constructia articulatiilor elastice

1.3.Stabilizarea rotilor de directie

33

Prin stabilizarea rotilor de directie se intelege capacitatea lor de a-si mentine directia la mersul rectiliniu si de a reveni in aceasta pozitie dupa ce a incetat comanda bracarii.

Factorii de stabilizare pot fi naturali (momentul elastic de stabilizare al pneului determinat de deplasarea in timpul miscarii rotii a punctului de aplicare a fortelor rezultante dintre pneu si cale spre spate si spre exteriorul petei de contact) sau artificiali, realizati prin masuri constructive (unghiurile de asezare ale pivotilor si ale rotilor).

1.3.1.Unghiurile de asezare ale pivotilor Unghiul de inclinare longitudinala al pivotului (unghiul de fuga) se

noteaza cu β0 si reprezinta inclinarea fata de verticala a pivotului, masurata in plan longitudinal. Unghiul de inclinare longitudinala al pivotului si efectul sau stabilizator sunt prezentate in figura 1.36.

Fig.1.36.Unghiul de inclinare longitudinala al pivotului si efectul sau stabilizator

El are urmatoarele consecinte: - consecinta geometrica: prelungirea axei pivotului intersecteaza calea

in punctul B, situat la distanta a (dl) numita deport longitudinal, de centrul A al petei de contact roata-cale;

- consecinta dinamica: in cazul actiunii unor forte transversale (forta centrifuga in viraj, forta laterala a vantului, drum inclinat transversal), reactiunile transversale Y1d si Y1s la rotile puntii din fata dau nastere unui moment stabilizator Ms , dat de relatia:

34

(1.1) Acest moment stabilizator tinde sa readuca rotile in pozitia mersului

rectiliniu. Deoarece, la deplasarea in curbe reactiunile transversale depind de viteza de deplasare a automobilului, acest moment se numeste moment stabilizator de viteza.

Efecte negative: 1.Momentul stabilizator se transmite prin SD la volan, iar manevrarea volanului se face mai greu.

2.Se produce o torsionare a cadrului (caroseriei) in viraj, deoarece se ridica roata interioara si coboara roata exterioara, iar suspensia puntii din fata este solicitata nesimetric in timpul virajului.

Prin utilizarea pneurilor cu elasticitate mare (pneuri de joasa presiune) la care centrul reactiunilor se deplaseaza in spate fata de centrul geometric al petei de contact, valoarea momentului stabilizator creste prea mult; in consecinta se constata tendinta de micsorare a valorii unghiului de fuga.

La automobilele care se deplaseaza pe drumuri de proasta calitate este recomandat sa se prevada un unghi de fuga mai mare, pentru a asigura o buna stabilitate a directiei si a nu fi necesara interventia soferului la fiecare denivelare.

Sunt automobile la care unghiul de fuga are valoarea zero, sau chiar valori negative (pivotul este inclinat spre inapoi).

Unghiul de inclinare transversala al pivotului se noteaza cu δ0 si reprezinta unghiul format de axa pivotului si verticala, masurat in plan transversal. Unghiul de inclinare transversala al pivotului si efectul sau stabilizator, impreuna cu unghiul de cadere al rotii, sunt prezentate in figura 1.37.

35

Fig.1.37.Unghiul de inclinare transversala al pivotului si unghiul de cadere al rotii si efectele lor stabilizatoare

El are urmatoarele consecinte: - consecinta geometrica: prelungirea axei pivotului intersecteaza calea

intr-un punct aflat la distanta d de centrul petei de contact, marime denumita deport transversal;

- consecinta dinamica: in timpul virajului, roata bracata in jurul pivotului inclinat tinde sa-si deplasaze in jos centrul pe distanta h, aceasta coborare nu este posibila si rezulta o ridicare a rotii, respectiv un moment stabilizator care poate fi exprimat prin relatia:

36

(1.2)

In care inaltimea h depinde de unghiul de bracare γ. - micsorarea deportului transversal (marirea lui δ0) conduce la

reducerea efortului necesar manevrarii volanului, deoarece se reduce valoarea momentului rezistentei la rulare fata de axa pivotului (se micsoreaza bratul fortei).Se constata ca valoarea momentului stabilizator depinde de reactiunea

normala la roata (greutatea ce revine rotii), iar din aceasta cauza se numeste moment stabilizator al greutatii si nu depinde de viteza sau de aderenta.

Sunt automobile la care deportul transversal are valoarea zero (axa pivotului intersecteaza calea in centrul petei de contact), sau chiar valoare negativa (axa pivotului intersecteaza calea in exteriorul centrului petei de contact), asa cum se vede din figura 1.38. Aceste situatii sunt corelate cu sistemul de franare.

Fig.1.38.Scheme comparative pentru deport pozitiv si negativ

Intre unghiurile de asezare ale pivotilor exista uzual relatia:

(1.3)

La automobilele uzuale unghiul de inclinare transversala a pivotului are valori cuprinse in intervalul 30 …100 .

Valorile unghiului de inclinare longitudinala al pivotului sunt mai mici 10 …30 la autoturisme, pana la 50 la autocamioane, iar la tractoare pana la 100 .

37

1.3.2.Unghiurile de asezare ale rotilorUnghiul de cadere sau de carosaj al rotii se noteaza cu α0 si

reprezinta inclinarea planului rotii fata de planul longitudinal al automobilului (vezi fig.1.37). Se considera pozitiv daca roata se apropie de automobil cu partea inferioara si negativ daca roata se departeaza de automobil cu partea inferioara.

El are urmatoarele efecte: - un efect stabilizator prin componenta in lungul axei rotii a reactiunii

normale, care impiedica tendinta de oscilare a rotii in limita jocului din rulmentii butucului;

- contribuie la micsorarea deportului transversal si prin aceasta la micsorarea momentului necesar bracarii rotilor;

- determina uzura pneurilor pe banda exterioara (efect negativ);- rotile au tendinta de rulare divergenta (efect de con, tot efect negativ).

Unghiul de convergenta al rotilor se noteaza cu ρ0 si reprezinta unghiul format in plan orizontal de planul rotii cu planul longitudinal al automobilului. Uneori, in practica, se exprima prin diferenta dintre distantele A si B, adica in mm. Este reprezentat in figura 1.39.

Fig.1.39.Unghiul de convergenta al rotii

38

Efectele sale sunt: - compenseaza tendinta de rulare divergenta a rotilor cauzata de unghiul

de cadere (vezi fig.1.39.b); - daca roata este nemotoare, rularea ei are loc sub influenta unei forte

de impingere Fl egala cu rezistenta de rulare a rotii si aplicata prin pivot, care da nastere unui moment M = R×l cu tendinta de deschidere a rotii => rotile nemotoare au o convergenta constructiva;

- daca roata este motoare, in axul ei se dezvolta forta de tractiune F t , care determina un moment M = Ft ×l cu tendinta de inchidere a rotii => rotile motoare au o divergenta constructiva (convergenta negativa);

- elimina tendinta rotilor de a oscila la viteze mari. Deoarece convergenta anuleaza efectul negativ al unghiului de cadere,

teoretic α0 ≈ ρ0 , dar practic ρ0 = α0 /2…3, valorile uzuale fiind de 0010’- 0030’

Unghiurile de asezare ale pivotilor si ale rotilor se stabilesc pentru roti nebracate si automobil dispus pe plan orizontal rigid. Valorile acestor unghiuri sunt corelate intre ele, putandu-se gasi multe combinatii care sa asigure stabilitate automobilului si uzura minima a pneurilor. Acestea se stabilesc avand in vedere caracteristicile concrete ale automobilului considerat, ale puntii din fata, ale sistemelor de directie si de franare si se definitiveaza experimental.

1.4.Parametrii functionali ai sistemului de directie

1.4.1.Rapoartele de transmitere ale sistemului de directie Sistemul de directie este caracterizat de doua rapoarte de transmitere:

raportul de transmitere unghiular si raportul de transmitere al fortelor. Raportul de transmitere unghiular iω este raportul dintre unghiul de

rotatie a volanului φv si unghiul mediu de bracare al rotilor de directie γm :

(1.4)

Bracarea maxima a rotilor de directie nu depaseste 600 in fiecare parte, iar rotatia corespunzatoare a volanului, la automobilele actuale, este de 1,5….3 rotatii in fiecare sens. In consecinta, raportul de transmitere unghiular variaza intre limitele 12….20 la autoturisme si 16….32 la autocamioane si autobuze.

Raportul de transmitere unghiular poate fi exprimat si in functie de rapoartele de transmitere ale mecanismelor care compun sistemul de directie:

(1.5)

39

unde ia este raportul de transmitere al mecanismului de actionare; it este raportul de transmitere al transmisiei directiei.

Raportul de transmitere al mecanismului de actionare ia se defineste prin raportul dintre unghiul de rotatie al volanului si unghiul de rotatie al arborelui levierului de comanda. In functie de tipul constructiv al mecanismului de actionare, el poate fi constant sau variabil.

In figura 1.40 se prezinta variatia raportului de transmitere ia in functie de unghiul de bracare al rotilor γ, pentru diferite tipuri de mecanisme de actionare. Cu cat raportul de transmitere al mecanismului de actionare este mai mare cu atat forta necesara manevrarii volanului este mai redusa, dar, in acelasi timp, pentru a realiza acelasi unghi de bracare, volanul trabuie rotit cu un unghi mai mare.

Fig.1.40.Legi de variatie a raportului de transmitere al mecanismului de actionare

Mecanismele cu raport de transmitere constant (dreapta 1) satisfac cerintele conducerii pentru majoritatea automobilelor, fapt pentru care aceste mecanisme sunt foarte raspandite.

Raportul de transmitere crescator (curba 3) permite ca la unghiuri mici de rotire a volanului sa se obtina unghiuri de bracare rezonabile (automobilul rectioneaza rapid la unghiuri mici ale volanului), ceea ce favorizeaza deplasarea cu viteze mari, iar la rotirea cu unghiuri mari a volanului care se face la viteze reduse, cresterea raportului de transmitere conduce la scaderea fortei de actionare a volanului. Aceasta varianta este convenabila pentru autoturisme.

Raportul de transmitere descrescator dupa curba 2 asigura o manevrare usoara a volanului pentru unghiuri obisnuite, rotirea volanului cu unghiuri mici produce unghiuri foarte mici de bracare (directia nu este prea sensibila), iar rularea la viteze mari cand influenta momentelor stabilizatoare este destul de mare devine mai usoara. In schimb, virajele cu raze mici

40

(unghiurile mari de bracare) necesita forte mari la manevrarea volanului, dar frecventa acestora este redusa. Aceasta varianta este convenabila pentru automobilele cu sarcina utila mare.

Raportul de transmitere descrescator dupa curba 4 accentuiaza usurinta manevrarii volanului pentru virajele cu raze mari, in schimb virajele cu raze obisnuite si mici necesita forte mari la manevrarea volanului. Se recomanda pentru automobile grele.

Mecanisme de actionare cu raport de transmitere constant sunt: mecanismul cu melc globoidal si sector dintat central; unele mecanisme cu melc globoidal si rola; mecanismul cu surub, piulita, bile recirculate si sector dintat; mecanismul cu pinion si cremaliera.

Raportul de transmitere se determina pentru fiecare tip de mecanism de actionare.

Raportul de transmitere al transmisiei directiei it se poate exprima in functie de rapoartele de transmitere ale mecanismelor care o compun. Astfel, pentru transmisia directiei a puntii rigide cu trapez de directie si mecanism de actionare separat, acest raport este dat de relatia:

(1.6) unde iT este raportul de transmitere al trapezului de directie; iL este raportul de transmitere de la levierul de comanda la fuzeta.

Pentru un automobil cu volanul pe stanga, raportul de transmitere al trapezului de directie are valoarea supraunitara pentru bracarea spre dreapta si subunitara pentru bracarea spre stanga.

Raportul de transmitere al transmisiei directiei it depinde de lungimile levierelor mecanismelor care o compun, nu este constant, dar variatia lui la automobilele obisnuite este neinsemnata (it = 0,85….1,10).

Raportul de transmitere al fortelor iF este raportul dintre suma fortelor ce actioneaza asupra rotilor de directie in punctele de contact cu calea si se opun virajului, Fr si forta necesara actionarii volanului, Fv :

(1.7)

Tinand cont de deportul transversal d, de raza volanului Rv , fortele se pot exprima in functie de momente (Mf momentul necesar pentru rotirea fuzetelor si Mv momentul aplicat volanului pentru bracarea rotilor) conform schemei din figura 1.41.

si (1.8)

41

Fig.1.41.Schema pentru definirea raportului de transmitere al fortelor

Inlocuind in relatia (1.7), tinand cont de relatia dintre momente daca se neglijeaza frecarea (Mf =iω × Mv ), se obtine:

(1.9)

Pentru automobilele uzuale iF = 100….300 (valorile superioare pentru autocamioane). Cu cat este mai mare raportul de transmitere al fortelor cu atat actionarea volanului se face mai usor. 1.4.2.Randamentele sistemului de directie

Ca orice transmisie mecanica, sistemul de directie are un randament repartizat pe componentele sale principale. Volanul cu transmisia sa si transmisia sistemului de directie au in compunere cuple cinematice cu frecari interne reduse (articulatii cardanice, cuplaje axiale, articulatii sferice si cilindrice, lagare cu alunecare sau cu rostogolire etc.), identice in ambele sensuri (de la volan la roti, de la roti la volan). Mecanismul de actionare cuprinde angrenaje si mecanisme complexe, cu frecari interne mari si trebuie sa asigure un anumit grad de nesimetrie in transmiterea miscarii. Din aceasta cauza, randamentul mecanismului de actionare se identifica cu randamentul sistemului de directie.

Randamentul mecanismului de actionare difera in functie de sensul de transmitere, deosebind randamentul direct de la volan la levierul de comanda ηd si randamentul invers de la levierul de comanda spre volan ηi .

Considerand schema din figura 1.42, randanentul direct al mecanismului de actionare se poate exprima cu relatia:

42

(1.10)

unde Mf1 si Mf2 sunt momentele de frecare de la elementul conducator, respectiv elementul condus al mecanismului de actionare; ia este raportul de transmitere al mecanismului de actionare, M1 este momentul exterior dezvoltat la arborele volanului.

Un rationament analog se aplica si pentru randamentul invers si se obtine:

(1.11)

unde M2 este momentul exterior aplicat arborelui levierului de comanda.

Fig.1.42.Schema mecanismului de actionare pentru determinarea randamentelor

Din analiza relatiilor (1.10) si (1.11) se observa ca frecarea in lagarele elementului conducator are o influenta mai mare decat frecarea in arborele levierului de actionare (primul se amplifica cu ia) si intotdeauna randamentul direct este mai mare decat randamentul invers (diferenta este cu atat mai mare cu cat ia este mai mare).

Pentru ca socurile la volan sa se simta cat mai putin este necesar ca randamentul invers sa fie cat mai mic (socurile nu se simt la volan daca mecanismul de actionare este ireversibil), dar mecanismul de actionare trebuie sa permita revenirea automata a volanului la pozitia corespunzatoare mersului rectiliniu dupa incetarea comenzii de virare (directia se stabilizeaza).

43

Pentru asigurarea unei conduceri usoare trebuie ca forta dezvoltata de sofer la volan sa nu depaseasca 40…50 N la autoturisme, 100…160 N la autocamioane si autobuze, la autocamioane se accepta o forta maxima la volan de 250 N. Se recomanda ca pentru forte mai mari de 200 N sa se foloseasca servomecanisme de directie, dar este tendinta ca si la autoturisme de clasa mica sa se foloseasca servodirectii.

Pentru inlaturarea sau reducerea socurilor de la roti la volan se folosesc solutii constructive, care nu trebuie sa influenteze stabilitatea miscarii rectilinii si nici manevrabilitatea automobilului, ca: 1. folosirea mecanismelor de actionare cu variatia raportului de transmitere ca in figura 1.43;

Fig.1.43.Variatia raportului de transmitere functie de unghiul de rotatie al volanului

O astfel de variatie a raportului de transmitere se obtine prin utilizareamecanismelor cu maniveta si a unor constructii cu melc.2. reducerea artificiala, prin marirea frecarilor intr-o zona ingusta din jurul pozitiei neutre a volanului, a randamentului mecanismului de actionare. Un moment de frecare de 5…10 daNcm este suficient pentru o reducere semnificativa a socurilor;3. utilizarea intre arborele volanului si arborele conducator al mecanismului de actionare a unor cuplaje elastice;4. utilizarea unor amortizoare hidraulice in transmisia directiei, care in plus impiedica si oscilatiile periculoase ale rotilor;

44

5. micsorarea deportului transversal (daca deportul transversal este zero socurile nu se mai resimt la volan), dar pentru stabilizarea miscarii rectilinii este necesara marirea unghiului de inclinare transversala a pivotului. 6. cresterea elasticitatii sistemului de directie.

Elasticitatea sistemului de directie se defineste prin raportul dintre unghiul de rotatie al volanului si momentul de torsiune aplicat acestuia, cand rotile de directie raman fixe. Elasticitatea directiei depinde de elasticitatea elementelor componente, indeosebi a mecanismului de actionare si a capetelor de bara.

Elasticitatea mecanismului de actionare depinde de constructia acestuia (mecanismele cu cremaliera au o elasticitate de 0,05…0,10 grad/Nm, iar cele cu melc de 0,7…1,2 grad/Nm). Capetele de bara elastice se folosesc si pentru a compensa incompatibilitatile cinematice dintre mecanismele transmisiei directiei si dintre directie si mecanismele de ghidare ale puntilor (rotilor).

Experimental s-a constatat ca, la autoturismele de clasa mijlocie, elasticitatea sistemului de directie trebuie sa fie de 1,5…2,0 grad/Nm pentru ca socurile sa nu se transmita, in acest caz putandu-se folosi mecanisme cu randament mare (0,7…0,8).

Elasticitatea sistemului de directie se poate aprecia si cu ajutorul frecventei oscilatiilor proprii ale sistemului, considerat ca un sistem oscilant cu o singura masa. Frecventa oscilatiilor proprii f se determina cu relatia:

[Hz] (1.12)

unde Ca este elasticitatea transmisiei directiei, Ir este momentul de inertie al rotilor de directie. S-a constatat experimental ca voloarea optima a frecventei oscilatiilor proprii trebuie sa fie de 3…4 Hz. In cazul unei valori mai mari stabilitatea se inrautateste.

1.5.Elemente de calcul pentru sistemul de directie

1.5.1.Volanul, transmisia volanului si mecanismul de actionare Determinarea fortelor care actioneaza in sistemul de directie este o

problema dificila. In consetinta, sistemul de directie se calculeaza in ipoteza ca forta tangentiala maxima aplicata de catre sofer volanului are o valoare de Fvmax = 400 N. Raza volanului se adopta in functie de tipul automobilului si de ergonomia postului de conducere.

Arborele volanului este solicitat la torsiune de momentul:

45

(1.13) Acest moment de torsiune este si momentul de intrare in mecanismul de actionare al directiei. Mecanismul de actionare se calculeaza in functie de angrenajul folosit.

1.5.2.Transmisia directiei Conditia virarii cinematic corecteTransmisia directiei trebuie sa asigure unghiurile de bracare ale rotilor

de directie. Daca nu se ia in considerare devierea laterala a pneurilor (viteza de

deplasare este redusa), unghiurile de bracare ale rotilor de directie trebuie sa respecte conditia conditia lui Ackermann, asa cum se vede din figura 1.44.

Fig.1.44.Schema virajului pentru determinarea legaturii dintre unghiurile de bracare ale rotilor de directie

In acest caz rotile ruleaza fara alunecare. Din triunghiurile OAD si OBC se obtine legatura dintre unghiurile de bracare ale celor doua roti de directie:

(1.14)

In cazul vitezelor mari de deplasare ale automobilului in viraj, nu se poate neglija influenta devierei laterale a (derivei) pneurilor (unghiurile de deriva sunt δe si δi ), iar legatura dintre unghiurile de bracare se determina cu relatia:

(1.15)

46

unde K este un coeficient de corectie, numit coeficient de deriva si poate lua valori in intervalul 1,2…1,25 pentru unghiuri de deriva ale rotilor din fata de 10 …30 .

Date fiind dificultatile in aprecierea influentei unghiului de deriva asupra transmisiei deirectiei se poate aplica relatia (1.14).

Transmisia longitudinala a directiei Transmisia longitudinala a directiei influenteaza virajul numai pentru

sistemul de directie al puntilor rigide cu mecanismul de actionare neintegrat in transmisia directiei, adica la autocamioane si la autobuze.

Legatura dintre mecanismul de ghidare al puntii prin intermediul arcurilor lamelare si transmisia longitudinala a directiei este prezentata in figura 1.45.

Fig.1.45.Influenta mecanismului de ghidare al puntii cu arcuri lamelare asupra transmisiei longitudinale a directiei; a)levierul de comanda in spatele axei rotilor si cercelul arcului in spate: b)levierul de comanda in spatele axei rotilor si cercelul arcului in fata; c)levierul de comanda in fata axei rotilor si cercelul arcului in spate.

Pentru solutia 1.45.a traectoriile punctului O1 sunt accentuat divergente si apar oscilatii ale rotilor de directie in ritmul si cu pulsatia sasiului. Reducerea acestor oscilatii se face prin: - dispunerea levierelor de comanda si al fuzetei astfel ca punctele O1, O2, O3

47

c

sa fie colineare; - marirea elasticitatii articulatiilor transmisiei directiei.

Pentru solutia 1.45.b, oscilatiile rotilor se reduc deoarece cercurile sunt tangente interior, iar in zona de lucru sunt foarte apropiate.

Pentru solutia din figura 1.45.c, cercurile sunt tot tangente interior, dar cercul bb are raza mult mai mica datorita barei longitudinale scurte, iar diferentele traectoriilor sunt mai mari fata de cazul precedent.

In toate cazurile traectoriile cercurilor aa si bb se apropie mai mult in zona de lucru, daca razele cercurilor se maresc.

Daca transmisia directiei are diferente mici la mersul rectiliniu, acestea creasc la mersul in viraj, cand bara longitudinala se deplaseaza si traectoriile aa si bb se modifica, asa cum se vede din figura 1.46.

Fig.1.46.Dependenta cinematicii transmisiei longitudinale a directiei la mersul in viraj

Trapezul de directie Trapezul de directie este un trapez isoscel, situat cel mai adesea in

spatele axei rotilor si are dimensiunile din figura 1.47. S-a demonstrat ca lungimea levierelor de fuzeta l influenteaza putin legea de transmitere a trapezului, astfel incat acestea se pot alege constructiv cu relatiile:

l = (0,12…0,20)b; l = (0,16…0,18)b; l = (0,14…0,16)b (1.16) Ramane practic un singur parametru principal cu influenta mare

asupra legii de transmitere a trapezului, unghiul θ dintre leviere si axa rotilor.

48

Daca prelungirile levierelor de fuzeta se intersecteaza pe axa puntii din spate (conditia lui Jeantaud) in punctul A’, se respectata aproximativ relatia (1.14). Aceasta constructie este recomandabila pentru automobile scurte cu L/E ≤ 1,6 (E este ecartamentul).

Daca prelungirile levierelor de fuzeta se intersecteaza in punctul A situat la distanta 0,7L de axa rotilor din fata, se obtine un trapez de directie convenabil pentru automobile care circula pe autostrazi unde se intalnesc numai viraje largi.

Fig.1.47.Definirea trapezului de directie posterior prin metoda grafica

Valoarea unghiului θ se poate determina in functie de unghiurile maxime de bracare ale rotilor de directie cu relatia:

(1.17)

O alta metoda foloseste graficul din figura 1.48 in care se cunosc rapoartele b/L si l/n.

49

Fig1.48.Grafic pentru determinarea unghiului θ Dupa determinarea elementelor trapezului de directie, precizia

cinematicii sale se verifica pe cale grafica sau analitica. Verificarea grafica consta in realizarea la scara a schemei cinematice din figura 1.49 pentru diferite unghiuri de bracare si compararea cu unghiurile de bracare care verifica conditia virarii corecte. Eroarea trapezului de directie se calculeaza cu relatia:

(1.18) unde γi este unghiul realizat, γit este unghiul necesar, la un anumit unghi γe .

Fig.1.49.Schema pentru verificarea grafica a parametrilor trapezului de directie

Daca se utilizeaza trapez de directie cu bara transversala fractionata (levier central, patrulater central etc.), exista posibilitati mult mai mari de coincidenta a cinematicii teoretice cu cea reala.

50

Elemente de calcul a transmisiei directiei Levierul de comanda este solicitat de forta F1 la incovoiere (sectiunile

aa si bb) si la torsiune conform modelului de calcul din figura 1.50.

Fig.1.50.Model de calcul pentru levierul de comanda

(1.19)

Acelasi model de calcul se aplica pentru orice levier cu modificarea corespunzatoare a fortei de incarcare si a configuratiei lui geometrice.

Barele de directie sunt solicitate la compresiune si la flambaj. Coeficientul de siguranta la flambaj nu trebuie sa fie mai mic decat 5.

Bolturile articulatiilor sferice se verifica si la strivire. O schema pentru determinarea fortelor in transmisia directiei pentru o

punte rigida este prezentata in figura 1.51.

Fig.1.51.Schema pentru calculul fortelor din transmisia directiei cu trapez posterior la o punte rigida

51

O schema pentru determinarea fortelor din directia cu cremaliera dispusa in spatele axei rotilor este prezentata in figura 1.52.

Fig.1.52.Schema pentru determinarea fortelor din directia cu cremaliera dispusa in spatele axei rotilor: a)mersul in linie dreapta; b)mersul in viraj.

Forta din cremaliera se determina cu relatia:

(1.20)

Pentru mersul in linie dreapta, fortele din barele mecanismului se determina cu relatiile:

(1.21) si (1.22)

(1.23)

52

Pentru mersul in viraj, calculul de rezistenta se face pornind de la fortele tangentiale Rre si Rri care actioneaza asupra rotilor in timpul virajului. Fortele din barele mecanismului se determina cu relatiile:

(1.24)

(1.25)

53