UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIFacultatea de TransporturiSectia Autovehicule Rutiere

PROIECTAutomobile II

Indrumator proiect: Student: Istrate AndreeaAsis. Voloaca Stefan Grupa: 8402

Anul universitar 2008-2009

1

Cuprins

PARTEA I PROIECTAREA S.V.

Cap.1. Etajarea S.V.(diagrama fierastrau)

Cap.2. Determinarea performantelor de tractiune2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune2.2. Trasarea caracteristicii dinamice2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor2.4. 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 reductor5.1. Roti dintate(doua perechi)5.2. Arbori5.3. 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 suspensiei4.1. Elemente elastice4.2. Alegerea amortizoarelor4.3. 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

PARTEA I

Cap. 1. Etajarea S.V. (diagrama fierastrau)

Autovehiculul proiectat este o autoutilitara care are urmatoarele caracteristici ale schimbatorului de viteze:

Se alege ca model de etajare al schimbatorului de viteze criteriul aceluiasi interval de viteze pentru fiecare treapta.

Etajarea in progresie armonica va fi:

Considerand ca intervalul de turatie este intre 2400 si 4000 [rot/min] in urma calcului obtinem . Se adopta .

Determinarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze se realizeaza folosind formula:

-unde Nt este numarul total de trepte

Pentru Nt

=5 trepte avem:

4

Tabelul 1.1. Valorile rapoartelor de transmisie in fiecare treapta

Treapta j I II III IV VRaport de transmitere pt. Nt=5 4,60 2,421

1,6428 1,243 1

La etajarea in progresie armonica, se procedeaza la impartirea intervalului de viteze in intervale egale:

-unde sunt vitezele finale in treptele invecinate

Avem:

Turatia pentru viteza inferioara in treapta j:

-unde io=3,93 si rr=340 mm

Tabelul 1.2. Valorile vitezelor initiale si finale pt. 5 trepte

Treapta j I II III IV VRaportul de transm pt Nt=5 4,60 2,421 1,6428 1,243 1Vj’ [km/h] 6 28 50 72 94Vj” [km/h] 28 50 72 94 116nj’ [rot/min] 700 2078 2514 2744 2882

5

Pe baza tabelului 1.2. si a rezultatelor obtinute mai sus se traseaza in figura 1.2. diagrama fierastrau pentru etajarea treptelor in progresie armonica.

Principalul dezavantaj al acestui tip de etajare este acela ca pentru a prinde viteza, in treptele superioare, motorul trebuie sa functioneze la turatie apropiata de cea maxima majoritatea timpului. Acest lucru duce la un consum ridicat de combustibil si la o uzura excesiva a pieselor motorului aflate in miscare relativa.

Etajarea in progresie geometrica:

Pentru etajarea S.V. in progresie geometrica se porneste de la faptul ca motorul functioneaza cuplat cu schimbatorul de viteze intr-o treapta intre doua turatii comune tuturor treptelor, nmin si nmax; atunci rapoartele de transmitere se calculeaza dupa formula:

astfel rezulta:

is1=4,6

6

is2=3,143is3=1,772is4=1,154is5=1

Pentru determinarea vitezei in fiecare treapta se aplica formula:

-unde n este turatia masurata in rpm, rr este raza de rulare masurata in mm.

VI=4,25...28,4 km/hVII=6,23.....41,5 km/hVIII=11.....73,5 km/hVIV=17......113 km/hVV=19,5.......130 km/h

In functie de aceste valori ale vitezei se traseaza diagrama fierastrau. 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 600 rpm ci poate sa ajunga la valoarea de 2000 rpm pentru a nu ajunge motorul in zona de functionare instabila si pentru a nu avea intarzieri la demaraj.

Principalul avantaj al acesui tip de etajare este acela ca autovehiculul functioneaza cu un consum redus de combustibil dar are si dezavantajul ca puterea motorului scade in treptele superioare si conducatorul autovehiculului trebuie sa schimbe intr-o treapta inferioara in cazul in care intampina rezistente la rulare mai mari.

7

Cap. 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. Deoarece motorul care echipeaza autovehiculul este cu aprindere prin comprimare, acesta este echipat cu regulator limitator de turatie (RLT).

8

2.2. Trasarea caracteristicii dinamice

La aflarea caracteristicii dinamice este nevoie de coeficientul dinamic D. D=(Ft -Ra)/Ga , unde Ft este forta de tractiune, Ra este rezistenta aerului iar Ga este greutatea maxima admisa a autovehiculului. Factorul dinamic D are valori mari in treptele inferioare unde si forta de tractiune este mare.

9

2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor

Caracteristica acceleratiilor reprezinta functia, respectiv reprezentarea grafica a acesteia, care reprezinta dependenta acceleratiei autovehiculului fata de viteza de deplasare pentru toate treptele schimbatorului de viteze, cand motorul functioneaza la sarcina totala.

Formula pentru a determina acceleratia este:

a=g/δ(D-Ψ) [m/s2], unde δ=1+δ’+δ’’*isj2

δ’=0,025......0,040 si δ’’=0,011......0,0145 reprezinta coeficienti pentru a-l afla pe δ. Se alege δ’=0,03 si δ’’=0,013.

10

2.4. Trasarea caracteristicilor de demarare

Caracteristicile de accelerare reprezinta dependenta timpului de accelerare (td) si spatiului de accelerare (Sd), de viteza autovehiculului atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala.

Timpul de accelerare reprezinta timpul necesar cresterii vitezei autovehiculului intre doua valori date, iar spatiul de accelerare reprezinta spatiul parcurs de autovehicul in acest timp.

Timpul de demarare reprezinta timpul in care autovehiculul, plecand de pe loc, ajunge la o viteza reprezentand 0,9 din viteza sa maxima, atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala, iar spatiul de demarare reprezinta spatiul parcurs in timpul respectiv.2.4.1. Caracteristica timpului de demarare

Este functia care exprima dependenta timpului de demarare in functie de viteza automobilului cand schimbatorul de viteze trece prin toate etajele, iar motorul functioneaza pe caracteristica externa pana la o viteza egala cu 0,9 din viteza maxima a automobilului. Caracteristica timpului de demarare este prezentata in Fig.14.

11

Fig.14 Caracteristica timpului de demarare

2.4.2. Caracteristica spatiului de demarare

Caracteristica spatiului de demarare este functia care exprima dependenta spatiului de demarare in functie de viteza automobilului cand schimbatorul de viteza trece prin toate etajele, iar motorul functioneaza pe caracteristica externa pana la o viteza egala cu 0,9 din viteza maxima a automobilului. Se calculeaza spatiile de demarare pentru fiecare treapta de viteza in parte, acest calcul facandu-se cu ajutorul metodei grafo-analitice.

Caracteristica spatiului de demarare este reprezentata in Fig. 15.

12

Fig.15 Caracteristica spatiului de demarare

Cap. 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:

-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.

13

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 se 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.

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.

14

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 dispozitive 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. Un astfel de sincronizator este in Fig. 3.3.

15

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 se 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 schimbatoarelor 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

16

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 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. Principalul 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 schimbatorului de viteze

Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze se compune din:

-mecanismul de actionare propriu-zisa;-dispozitivul de fixare al treptelor;-dispozitivul de blocare 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. De aceea, in fig 3.2.1 se prezinta constructia mecanismului de actionare la distanta al unui schimbator de viteze avand trei tije culisante.

17

La selectarea unei trepte maneta se roteste in articulatia bratului tubului 6 si deplaseaza axul 5, care prin intermediul levierelor 7 si 8 si a tijei 2, deplaseaza tubul 9 cu manivela 10, in locasul uneia dintre tijele culisante 3. Schimbarea uneia dintre trepte se relizeaza prin rotirea manetei 1 si a tubului 6, care prin manivelele 4 si tija 2 roteste tubul 9 impreuna cu manivela 10 care va deplasa tija culisanta corespunzatoare treptei dorite.

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 autoutilitara un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispune de o rezerva mare de putere. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu servoefect 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.

In fig.3.1. se prezinta doua tipuri de dispozitive de fixare a treptelor, in figura 3.1.a. fixarea treptelor este cu tija culisanta avand la partea superioara trei locasuri semisferice in care intra bila 1, apasata de arcul 2; locasurile extreme ale tijei 3 corespund celor doua trepte care se obtin cu furca respectiva, iar cel din mijloc pozitiei punctului mort. In figura 3.1.b. este reprezentat un dispozitiv de fixare la care in loc de bila este un bolt conic mentinut apasat pe tija 3 de arcul 2.

18

3.2.3. Dispozitivul de blocare al treptelor

Dispozitivul de blocare al treptelor indeplineste urmatoarele functiuni: nu permite cuplarea simultana a doua sau mai multor trepte, nu permite cuplarea unei alte trepte cand schimbatorul de viteze se afla intr-o treapta oarecare.

In fig.3.2. se prezinta dispozitivul de blocare al treptelor cu doua tije culisante 1, fiecare tija avand la partea interioara un locas in care patrunde boltul 2. Cand schimbatorul de viteze se gaseste in punctul mort tijele ocupa pozitia din figura iar capetele boltului patrund in locasurile ambelor tije. La deplasarea unei tije, pentru a cupla o teapta, boltul este scos din locasul acestei tije si impins in locasul celeilalte blocand-o.

19

In figura 3.3. este prezentat dispozitivul de blocare al treptelor cu trei tije culisante dispuse in acelasi plan.

Pentru poziţia de punct mort toate locasurile se afla pe aceeasi linie. La deplasarea tijei centrale 3 ea va actiona asupra bilelor centrale 2 si 6 care vor fi scoase din locasuri si le va obliga sa intre in locasurile tijelor 1 si 5. Astfel, tijele extreme 1 si 5 se vor bloca si nu se vor elibera pana cand tija centrala 3 nu este readusa in pozitia punctului mort. In cazul deplasarii tijei

20

extreme 1 (fig. 3.3.b), ea va actiona asupra bilelor 2, scotandu-le din locas si obligandu-le sa intre in locasul tijei centrale 3. Prin aceasta deplasare, stiftul 4 va obliga bilele 6 sa intre in locasul tijei 5. Astfel, tijele 3 si 5 sunt blocate in pozitia punctului mort. Prin deplasarea tijei 5 se vor bloca tijele 1 si 3 (fig.3.3.c).

Cap. 4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate

(diagrama fierastrau reala)

4.1. Alegerea schemei de organizare a schimbătorului 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 adopta constructiv, pornind de la studiul solutilor similare de autoutilitare, un schimbator de viteze cu 3 arbori. Schema schimbatorului de viteze este reprezentata in fig.4.1.

Figura 4.1. Schema schimbatorului de viteze

21

4.2. Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze

La determinarea numarului de dinti ai 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+rd12

-unde 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= m1,2(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 autoutilitare se recomanda ca distanta intre axe sa fie cuprinsa intre 60-80 mm.

Se adopta modulul normal al danturii mn= 3mm.

In cazul in care rotile au acelasi modul rezulta:

is1=

Pentru a rezulta un schimbator de viteze cu dimensiuni de gabarit cat mai reduse se adopta constructiv pentru roata dintata a angrenajului permanent z1=14 dinti.

In bibliografia de specialitate se recomanda ca raportul de transmitere al angrenajului permanent sa se calculeze cu relatia:

22

ip=

Rezulta: = ip x = 2,145 x 14 = 30,03.

Se rotunjeste = 30 dinti.

Adoptand pentru modulul normal valoare standardizata mn= 2,5mm, distanta intre axele arborilor schimbatorului de viteze va fi:

c= m1,2(z1+z2)=0,5 x 3 x (14+30)=66 mm

Folosind Tabelul 1.1. in care se afla rapoartele de transmitere ale schimbatorului de viteze, se determina numarul de dinti al rotilor dintate din toate treptele de viteze si unghiul de inclinare a danturii rotilor dintate.

Isv Ip c Isv` Numar de dinti

nr dinti intreg

Roata dinta-ta

Nr total de dinti

Roata dinta-ta

Mn[mm] cos(B) Beta

4,6 2,144 66 2,14

513,98813 14 z3 30 z4 2,5 0,866 30

2,4 2,144 66 1,11

920,76056 21 z6 23 z5 2,5 0,866 30

1,64 2,144 66 0,76

424,93023 25 z7 19 z8 2,5 0,866 30

1,243

2,144 66 0,57

927,85237 28 z10 16 z9 2,5 0,866 30

Rezulta z1=14, z2=30.

-pentru treapta I : z3=14, z4=30;-pentru treapta a II-a: z5=23, z6=21;-pentru treapta a III-a: z7=25, z8=19;-pentru treapta a IV-a: z9=16, z10=28;-pentru treapta a V-a se alege solutia cu priza directa Icv5=1.

Cap. 5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor

23

5.1. Roti dintate (doua perechi)

Numarul de dinti real al rotilor dintate a fost stabilit pentru fiecare treapta in capitolul 4. Urmeaza verificarea rotilor dintate.

5.1.1. Calculul danturii la incovoiere

Metoda cea mai raspandita de calcul a danturii la incovoiere este metoda lui Lewis. Aceasta metoda considera ca asupra unui singur dinte actioneaza forta normala N dupa linia de angrenare si este aplicata in varful dintelui. Forta N se descompune intr-o forta tangentială Ft si una radiala Fr care solicita dintele la incovoiere respectiv compresiune. Dintele se considera ca o grinda de egala rezistenta cu profil parabolic. La aceasta metoda se considera ca forta totala se transmite prin intermediul unui singur dinte.

Solicitarea la incovoiere in sectiunea periculoasa este data de relatia:

νi= =Ftl/(b*d2/6)

νi =Ft/b*p*y*cosβ

-unde: -b este latimea rotii dintate - b= π *m*Ψ, Ψ=1,4...2,3; -d=grosimea dintelui la baza; -p=b/Ψ - pasul danturii; -y= coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor - y=0,172-

1,15/z+4,5/z2;

24

25

Tabelul 5.1. Calculul fortelor din angrenaje

Roata Dintata

Numar dinti

Modul frontal[mm]

Raza de divizare [mm]

Moment de torsiune [Nmm]

Forta tangentiala [N]

Forta radiala [N]

Forta axiala [N]

Latimea rotii dintate b [mm]

d [mm]

l [mm]

Sigma

1,0 14,0 3,0 21,0 169000,0 8047,6 3382,

64643,5 21,7 8,0 6,8 235,

12,0 30,0 3,0 45,0 36233

6,0 8051,9 3384,4

4646,0 21,7 8,0 6,8 235,

23,0 14,0 3,0 21,0 36233

6,0 17254,1 7252,3

9955,6 25,0 9,0 6,8 345,

14,0 30,0 3,0 45,0 77740

0,0 17275,6 7261,3

9968,0 25,0 9,0 6,8 345,

55,0 23,0 3,0 34,5 40560

0,0 11756,5 4941,5

6783,5 21,7 8,0 6,8 343,

46,0 21,0 3,0 31,5 36233

6,0 11502,7 4834,9

6637,1 21,7 8,0 6,8 336,

07,0 25,0 3,0 37,5 36233

6,0 9662,3 4061,3

5575,1 21,7 8,0 6,8 282,

28,0 19,0 3,0 28,5 27716

0,0 9724,9 4087,6

5611,3 21,7 8,0 6,8 284,

09,0 16,0 3,0 24,0 21006

7,0 8752,8 3679,0

5050,4 21,7 8,0 6,8 255,

610,0 28,0 3,0 42,0 36233

6,0 8627,0 3626,1

4977,8 21,7 8,0 6,8 252,

0

26

Tabelul 5.2. Dimensiunile geometrice ale angrenajelor

Roata Dintata

Numar dinti

Modul frontal [mm]

Raza de divizare [mm]

Diametrul de divizare [mm]

Diametrul exterior [mm]

Diametrul interior [mm]

1 14 3 21 42 48 34,52 30 3 45 90 96 82,53 14 3 21 42 48 34,54 30 3 45 90 96 82,55 23 3 34,5 69 75 61,56 21 3 31,5 63 69 55,57 25 3 37,5 75 81 67,58 19 3 28,5 57 63 49,59 16 3 24 48 54 40,510 28 3 42 84 90 76,5

Forta tangentiala care actioneaza in dantura rotilor dintate se calculeaza cu relatia:

Ft =2*Mt/m*z*i

-unde i este raportul de transmitere de la motor la roata pentru care se determina fortele.

Forta radiala si forta axiala din angrenaj se determina cu relatiile:

Fr=Ft*tg(α)/cos(β)

Fa=Ft*tg(β)

-unde α este unghiul de angrenare al danturii, iar β este unghiul de inclinare al danturii.

Momentul de torsiune care revine fiecarei roti tine seama de arborele pe care este monatata 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 169000 [Nmm].

Pentru rotile de pe arborele intermediar momentul de torsiune se calculeaza cu relatia:

Mp=Mmax*Ip=169000*2,144=362336 [Nmm]

27

Pentru rotile de pe arborele secundar momentul de torsiune se calculeaza cu relaţia:

Mp=Mmax*Isv1=169000*4,6=777400 [Nmm]

Se constata ca eforturile unitare efective la incovoiere sunt mai mici decat eforturile unitare admisibile care se recomanda a fi mai mici de 350 MPa.

5.1.2. Calculul danturii la oboseala

La calculul danturii la oboseala se utilizeaza, pentru calculul fortei tangentiale Ft relatia:

Ft=δ*Mmax*i/rd

-unde δ este coeficientul de utilizare al momentului motor care se alege din graficul in care sunt reprezentate dependenta δ in functie de forta specifica de tractiune γt, unde γt = Ft/Ga, Mmax este momentul maxim, i este raportul de transmitere dintre motor si roata dintata care se calculeaza si rd este raza cercului de divizare a rotii dintate.

Efortul unitar la oboseala la incovoiere dupa un ciclu pulsator σN , pentru N cicluri pentru roata dintata, este dat de relatia:

σN=(2*σ-1*(107/N)1/6)/(1+β0)

-unde σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric corespunzator unui numar de cicluri de baza, iar β0=σ-1/σr , unde σr este efortul unitar de rupere. Pentru o durabilitate corespunzatoare trebuie indeplinite conditiile: σa<σN/k’, unde k’=c*kd , kd fiind coeficient de dinamicitate luand valori in intervalul 1,0.....1,3.

Pentru roti dintate fabricate din otel aliat se alege 18Mc10 σ-1 = 240 MPa, N=200 000.

Angrenajele se considera corespunzatoare din punct de vedere al rezistentei la oboseala daca este satisfacuta inegalitatea σf σN/k`, in care k` este coeficientul de siguranta la calculul la oboseala.

Coeficientul k` se poate calcula cu relatia:

k`=c*k”d

28

-unde c este coeficientul de siguranta, c=2,5; k”d este coeficient de dinimicitate, k”d= 1-1,3 pentru roti cu dinti inclinati.

Sigma N[MPa]

Sigma -1[MPa]

N (10^7/N)^0,16666

Sigma r Beta 0 Kd

secund c K`Sigma F[MPa]

487,7364 240 20000

0 1,919333047 270 0,888889 1,2 1,

51,8

270,964

Coeficientul de siguranta c se determina cu relatia:

c=k1* k2* k3*c1*c2

-unde: k1 coeficientul care tine seama de concentratia sarcinii pe lungimea dintelui(k1 =1,1-1,2 pentru rotile dintate dispuse in consola, k1 =1,0-1,1 pentru rotile dintate dispuse intre reazeme); se adopta k1 = 1,1. K2 coeficient care tine seama de siguranta necesara in functionare (k2 = 1,1 – 1,15); se adopta k2 = 1,1. K3 coeficient care tine seama de precizia metodelor de calcul (k3 = 1,2-1,4); se adopta k3 = 1,2. c1 si c2 sunt coeficienti care tin seama de precizia de prelucrare si de calitatea suprafetelor flancurilor rotilor dintate (pentru roti dintate cu dantura finisata prin sevaruire c1=1,0-1,05 si c2 1,05-1,1); se adopta c1= c2= 1,05

c=k1* k2* k3*c1*c2 = 1,5

5.1.3. Calculul danturii la presiunea de contact

Presiunea superficiala sau efortul unitar de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate. Daca presiunea este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a dintelui. Efortul unitar maxim de contact se poate determina cu formula lui Hertz:

pmax=0,418* 1/2

-unde N este forta normala la flancuri, E este modulul de elasticitate, l este lungimea suprafetelor in contact si ρ1,2 reprezinta razele de curbura.

Pentru rotile cu dinti inclinati, N= , unde este unghiul de

angrenare al danturii, iar este unghiul de inclinare al danturii.

Pentru rotile cu dinti inclinati:

29

ρ1=rd1*

ρ2=rd2*

-unde rd1 si rd2 sunt razele cercurilor de divizare.

Pentru =200 si β= 300, avem N=17275,6/0,813=2125daN.

ρ1=21*0,456=9,576 mm

ρ2=45*0,456=20,52 mm

pmax=0,418* 1/2 =271,466 MPa

-valoarea presiunii maxime pe flancurile dintilor rotilor dintate aflate permanent in angrenare. Ca urmare, tratamentul aplicat rotilor dintate este acela de cianurare.

5.1.4. Calculul la oboseala la solicitarea de contact

Calculul efortului unitar efectiv de contact se determina in acest caz cu relatia:

pmax=0,418* 1/2

-unde forta normala N calculata cu relatia N= , iar forta tangentiala

Ft= Ftech , care se ia in calcul corespunde momentului mediu echivalent Mech, dezvoltat la o turatie medie echivalenta nech , care se calculeaza cu relatiile:

Mrmed - momentul mediu la roata motoare;Ikmed - raportul de transmitere mediu al schimbatorului de viteze;ηt r- randamentul transmisiei;

30

Ga – este greutatea totala a automobilului;r - raza rotii automobilului;i0 - raportul de transmitere al transmisiei principale;Fr/Gamed - forta specifica medie la roata motoare, care depinde de

conditiile de exploatare ale automobilului; se adopta Fr/Gamed= 0,06

-unde: - iki - (i=1,2,3..n) sunt rapoartele de transmitere ale schimbatorului de viteze;

- αi -(i=1,2,3..n) reprezinta timpul relativ de utilizare a fiecarei trepte de viteze exprimat in procente din timpul total de exploatare a automobilului. Se adopta α1 =0,5; α2=6,5; α3=23; α4=50; α5=20.

Din Tabelul 1.1. se cunosc valorile rapoartelor de transmitere din schimbatorul de viteze. Astfel isv1=4,6; isv2=2,4; isv3=1,64; isv4=1,243; isv5=1.

Cu aceste valori se poate calcula raportul mediu de transmitere din schimbatorul de viteze:

ikmed=1,378

Avand Ga=52500 N, i0=3,93 iar ro=0,34 m se poate calcula valoarea momentului la roata mediu:

MRmed=272.519 Nm

Momentul echivalent dezvoltat de motor se calculeaza cu relatia:

Mech=212,65 Nm

Turatia echivalenta a motorului se determina cu ajutorul relatiei :

31

nech=1271 [rot/min]

Numarul mediu de cicluri de functionare se determina cu relatia:

Nmed=60*fr*T*i*nech

-unde: fr numarul de solicitari la o rotatie a piesei calcultate, T- timpul de exploatare in ore, i-raportul de transmitere de la motor la piesa calculata.

Cu aceste valori Nmed=18x106 numar de cicluri.

Valorile eforturilor unitare efective de contact Pef calculate nu trebuie sa depaseasca efortul unitar admisibil de contact Pac, pentru asigurarea durabilitatii impuse.

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relatia:

Pnc= efort unitar de contact la oboseala pentru un anumit numar de

cilcluri echivalente Nech;c` este coeficient de siguranta c`=1,2-1,3 pentru rotile schimbatorului

de viteze; se adopta c`=1,25.

Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseala se determina cu relatia:

k- coeficient care tine seama de calitatea materialului (pentru oteluri Cr si Cr-Ni, se adopta k=55)

H- duritatea HRC (unitati Rockwell-Con); Se adopta H=50;Nb= numarul de cicluri de baza; se adopta Nb=10x106 pentru roti cu

dinti durificati.

Nmed=18x106

32

PNc=2493 Mpa

Asadar efortul unitar admisibil de contact

va fi Pac= =1994 MPa < decat efortul admisibil de contact aplicat rotilor dintate prin cementare, Pac=2000 MPa.

5.1.5. Oteluri utilizate la constructia rotilor dintate

Rotile dintate ale schimbatoarelor de viteze sunt confectionate din oteluri aliate de cementare pentru ca miezul dintilor sa reziste la eforturi mari si sa fie tenace pentru a suporta sarcinile dinamice mari iar suprafata sa aiba o duritate suficienta pentru a avea rezistenta mare la uzura. De aceea se recomanda la constructia rotilor dintate 18 MC 10 (STAS 791-66) cu σadm=350MPa.

5.2. Arbori

Arborii sunt solicitati la torsiune si incovoiere dubla sub actiunea fortelor din angrenaje. Metodologia de calcul a arborilor cuprinde determinarea schemei de incarcare a arborilor, calculul reactiunilor, calculul momentelor de torsiune si incovoiere (trasarea diagramelor de eforturi), determinarea marimii sectiunilor si verificarea la rigiditate.

5.2.1. Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor

Schema de incarcare a arborilor depinde de solutia adoptata pentru S.V. (numar de arbori, numar de lagare pe arbore).

In figura 5.1. se prezinta schemele de incarcare a arborilor pentru un S.V. cu trei arbori (a) si pentru unul cu doi arbori (b), in cazul obtinerii treptei k de viteze, vom alege modelul (a) pentru autoutilitara noastra. Fortele din angrenaje se determina cu relatiile:

este forta tangentiala;

8048 N;

este forta axiala;

Cum = 30o , rezulta N;

33

este forta radiala, pentru =200;Fr=8048*0,420=2120 N

-unde Mc este momentul de calcul, adica momentul de torsiune la arborele rotii conducatoare, el este de 169 Nm. Datorita faptului ca la schimbarea treptelor de viteza se modifica atat fortele, cat si pozitiile rotilor pe arbori, se schimba si reactiunile din lagare, iar determinarea lor se face pentru cuplarea fiecarei trepte din SV.

34

Fig. 5.1. Scheme de incarcare a arborilor din SVLungimile arborilor se determina functie de latimile rotilor dintate, ale

lagarelor, ale dispozitivelor de cuplare, ale degajarilor si de jocurile functionale si de montaj. Acestea se adopta constructiv pornind de la constructii similare.

Pentru calculul reactiunilor din lagare se recomanda relatiile din tabelul 5.2.

35

36

Tabelul 5.3. Reactiunile din lagarele arborelui secundar

Treapta/Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala [N]

Forta axiala [N]

Forta radial [N]

l5 [mm] l4 [mm] L2 [mm]

Rch [N]

Rcv [N] Rc [N] Rdh

[N]Rdv [N]

Rda [N]

Rd [N]

1/4 45 17275,6 7261,3 9968 72 175 247 5035,8

1582,7

5278,67

12239,8

8385,25

7261,3

16518,2

2/5 34,5 11756,5 4941,5 6783,5 149 98 247 7091,9

3401,8

7865,67

4664,52

3381,63

4941,5

7590,23

3/8 28,5 9724,9 4087,6 5611,3 170 77 247 6693,2

3390,3

7502,95

3031,64

2220,91

4087,6

5552,64

4/9 24 8752,8 3679 5050,4 195 52 247 6910 3629 7805,39

1842,69

1420,71 3679 4353,

04

Tabelul 5.4. Reactiunile din lagarele arborelui primar

Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala [N]

Forta axiala [N]

Forta radiala [N]

Rch [N]

L1 [mm]

l2 [mm]

l1 [mm]

l3 [mm]

Rcv [N]

Rah [N]

Rav [N]

Ra [N]

Rbh [N]

Rbv [N]

Rba [N]

Rb [N]

1 21 8047,6 3382,6 4643,5 7092 45 30 145 15 3400

535,9

1526

1617

-419,6

9569

3382

10158

Tabelul 5.5. Reactiunile din lagarele arborelui intermediar

Treapta/Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala[N]

Forta axiala[N]

Forta radiala[N]

l6 [mm]

l7 [mm]

l8 [mm]

L3 [mm] Reh [N] Rev [N] Re [N] Rfh [N] Rfv [N] Rfa[ N] Rf [N]

p/Roata 2 45 8051,9 3384,4 4646 23 72 196 290 - -  - - -   - - 

1/Roata 3 21 17254,1 7252,3 9955,6 23 196 71 290 3216,787

6730,951

7460,122

12391,22

7886,669 3867,9 15188,9

2/Roata 6 31,5 11502,7 4834,9 6637,1 23 169 98 290 3553,947

6536,432

7440,126

6976,982

4762,689 1450,5 8571,19

83/Roata 7 37,5 9662,3 4061,3 5575,1 23 97 170 290 1776,95

97561,709

7767,692

3359,594

2675,411 676,9 4347,74

64/Roata 10 42 8627 3626,1 4977,8 23 72 196 290 1610,40

47657,845

7825,343

2187,487

1999,141 241,7 2973,22

8

37

5.2.2. Calculul arborilor la incovoiere si torsiune

Cunoscand reactiunile din lagarele Rv si Rh si dinstantele dintre rotile dintate si lagare se determina momentele de incovoiere Miv, Mih si

, intr-o sectiune oarecare.

In general, pentru arborii schimbatorului de viteze solicitati la incovoiere si torsiune, efortul unitar echivalent se dermina dupa ipoteza a III – a de rupere (a efortului tangential maxim) cu relatia:

In care: este efortul unitar de incovoiere ( Mi/Wi);

este efortul unitar de torsiune ( = Mt/Wt);

Mi este momentul incovoietor rezultant ;

Wi este modulul de rezistenta la incovoiere; Mt este momentul de torsiune (Mt = MM*isvi); isvi reprezinta raportul de

transmitere dintre motor si arborele care se calculeaza; Wt modulul de rezistenta la torsiune;

Daca se tine seama de faptul ca:

Wt= 2*Wi (Wt=0,2*d3 şi Wi=0,1*d3) rezulta:

, unde reprezinta efortul unitar admisibil la

incovoiere si este cuprins intre 320-360 N/mm2.

Tabelul 5.6. Valorile momentului incovoietor la arborele secundar

Treapta Roata

Raza de divizare [mm]

Rch [N]

Rcv [N]

l4 [m]

l5 [m] Mih^2 Miv^2 Mi

[Nm]

1 4 45 5035,8

1582,7

0,175

0,072

776628,0002

76713,77

923,765

38

2 5 34,5 7091,9

3401,8

0,098

0,149

483033,618

111139,8

770,8265

3 8 28,5 6693,2

3390,3

0,077 0,17 265612,83

3768148,72

577,721

4 9 24 6910 3629 0,052

0,095

129110,8624

35610,71

405,8591

Momentul de torsiune maxim care actioneaza asupra arborelui secundar se calculeaza cu relatia:

Mt = MM*isvi= 169000*4,6=777400 Nmm

Tabelul 5.7. Valorile efortului unitar echivalent la arborele secundar

Treapta Roata Mi

[Nmm]Mt [Nmm]

d[mm]

Wi [mm3

]

[N/mm2

] 1 4 923765 77740

0 34 3930 307,182 5 770826,

5777400 34 3930 278,54

3 8 577721 777400 34 3930 246,43

4 9 193483 777400 34 3930 203,83

Avand in vedere ca materialul utilizat pentru arborii schimbatorului de viteze este otel-carbon de calitate superioara, OLC60, efortul unitar admisibil la incovoire este 320-360 N/mm2

Tabelul 5.8. Valorile momentului incovoietor la arborele primar

RoataRaza de divizare [mm]

Rcv [N]

Rch [N]

l3 [m]

Miv[Nm]

Mih[Nm]

Mi[Nm]

1 21 3400 7092 0,015 51 106,38 117,973320

7

Tabelul 5.9. Valorile efortului unitar echivalent la arborele primar

Treapta Roata Mi

[Nmm]Mt [Nmm]

d[mm]

Wi [mm3

]

[N/mm2

]1 4 117973 16900 20 3930 257,63

39

0

La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi si Mt pentru fiecare treapta a schimbatorului de viteze luandu-se in consideratie situatia cea mai dezavantajoasa.

Tabelul 5.10. Valorile efortului unitar echivalent la arborele intermediar

40

Treapta/Roata Raza de divizare [mm] Re [N] l6 [mm] Rf [N] l8 [mm] Mie [Nmm] Mif [Nmm] Mt [Nmm] d [mm] Wi

[mm3] [N/mm2]p/Roata 2 45  - 23 -  196     362336 32 3276 110,571/Roata 3 21 7460,122 23 15188 71 171582,8 1078411 362336 32 3276 347,842/Roata 6 31,5 7440,126 23 8571,2 98 171122,8 839977,4 362336 32 3276 279,173/Roata 7 37,5 7767,692 23 4347,7 170 178656,9 739116,8 362336 32 3276 251,204/ Roata 10 42 7825,343 23 2973,2 196 179982,8 582752,6 362336 32 3276 209,41

Arbore Secundar

Treapta Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala

[N]

Forta axiala

[N]

Forta radiala

[N]l5

[mm]l4 [mm]

L2 [mm

]Mih [Nm] Miv [Nm] Mi [Nm] Mt [Nm]  

  

  

    

 

1 4 45 17275,6 7261,3 9968 72 175 247 1243843,2 1044454,5 1624201,684 777400

2 5 34,5 11756,5 4941,5 6783,5 149 98 247 1751718,5 1181223,25 2112772,129 405600

3 8 28,5 9724,9 4087,6 5611,3 170 77 247 1653233 1070417,6 1969510,901 277160

4 9 24 8752,8 3679 5050,4 195 52 247 1706796 1073124 2016121,947 210067

Arbore Primar

Treapta

RoataRaza de

divizare [mm]

Forta tangentiala

[N]

Forta axiala

[N]

Forta radiala

[N]l1

[mm]l2 [mm]

l3 [mm

]L1 [mm] Mih [Nm] Miv

[Nm] Mi [Nm] Mt [Nm]   

p 1 21 8047,6 3382,6 4643,5 145 30 15 45 241428 210339,6

320203,4 169000

Arbore Intermediar

Treapta Roata

Raza de

divizare [mm]

Forta tangentiala

[N]

Forta axiala

[N]

Forta radiala [N]

l6 [mm]

l7 [mm]

l8 [mm]

L3 [mm]

  Mih1 [Nm]

Mih2 [Nm]

Miv1 [Nm]

Miv2 [Nm] Mi1 [Nm] Mi2

[Nm]Mt

[Nm]p 2 45 8051,9 3384,4 4646 23 72 196 290 185193 157817

2 259156 1062914 318525,6 190273

9 361660

1 3 21 17254,1 7252,3 9955,6 23 196 71 290 396844 122504

1 381277 859145 550325 1496281 361660

2 6 31,5 11502,7 4834,9 6637,1 23 169 98 290 264562 112726

4 304952 802735 403719 1383875 361660

3 7 37,5 9662,3 4061,3 5575,1 23 97 170 290 222232

1164259

1 280526 1100066 357885,9 197692

9 361660

4 10 42 8627 3626,1 4977,8 23 72 196 290 198421 169089

2 266785 1127945 332483,8 203257

9 361660

41

42

43

44

5.2.3. Verificarea rigiditatii la incovoiere a arborilor

Solicitarile la incovoiere si rssucire ale arborilor dau nastere la deformatii elastice. Aceste deformatii, in special cele datorate incovoierii, daca depasesc anumite valori admisibile conduc la angrenare necorespunzatoare iar solicitarile danturii cresc. De asemenea datorita deformatiei arborilor, polul de angrenare, osciland in jurul pozitiei teoretice, determina o miscare neuniforma a arborelui condus, fapt ce determina o functionare zgomotoasa.

Durata de funcţionare si lipsa zgomotului in angrenajele cu roti dintate ale schimbatoarelor de viteze depind de marimea sagetilor arborilor din planul de dispunere al rotilor dintate si de marimea rasucirii sectiunilor respective.

Calculul deformatiilor arborilor solicitati la incovoiere se face cu relatiile din tabelul 5.11.

Sageata totala a arborelui in locul de dispunere al rotii dintate se determina cu relatia:

45

-unde: fV este sageata in planul vertical datorita fortelor, Fr si Fa; fH reprezinta sageata in plan orizontal datorita fortei Ft;

In cazul schimbatoarelor de viteze, sageata totala admisibila a arborelui considerand incarcarea corespunzatoare momentului motor maxim este: f=0,13-0,15 mm pentru treptele superioare; f= 0,15-0,25 mm pentru treptele inferioare.

Tabelul 5.11. Relatii pentru calculul deformatiilor arborilor solicitati la incovoiere

46

47

Tabelul 5.12. Deformatiile arborelui secundar

Treapta RoataRaza de divizare [mm]

Forta tangentiala [N]

Forta axiala [N]

Forta radiala [N]

l5 [mm]

l4 [mm]

L2 [mm]

fv [mm]

fh [mm]

d [mm]

I [mm4] f [mm]

1 4 45 17275,6 7261,3 9968 72 175 247 0,00690

0,02550 35 14724

80,02642

2 5 34,5 11756,5 4941,5 6783,5 149 98 247 0,00631

0,01689 35 14724

80,01803

3 8 28,5 9724,9 4087,6 5611,3 170 77 247 0,00419

0,00727 35 14724

80,00839

4 9 24 8752,8 3679 5050,4 195 52 247 0,00226

0,00392 35 14724

80,00453

Tabelul 5.13. Deformatiile arborelui primar

Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala [N]

Forta axiala [N]

Forta radiala [N] fv [mm] fh[mm] d

[mm]I [mm4]

L [mm] f [mm]

1 21 8047,6 3382,6 4643,5 0,007394108

0,012815 20 1570

0 145 0,014795

Tabelul 5.14 Deformatiile arborelui intermediar

Treapta/Roata

Raza de divizare [mm]

Forta tangentiala [N]

Forta axiala [N]

Forta radiala [N]

l6 [mm]

l7 [mm]

l8 [mm]

L3 [mm]

d [mm]

I [mm4] Yf1 [mm] Yf2

[mm]Y1 [mm]

Yf1` [mm]

Yf2` [mm]

Y2 [mm]

p/Roata 2

45 8051,9 3384,4 4646 23 72 196 290 32 10289

1            

1/Roata 3

21 17254,1 7252,3

9955,6 23 196 71 290 32 10289

10,001997 0,0135 0,01

550,0019

0,0221

0,024

2/Roata 6

31,5 11502,7 4834,9

6637,1 23 169 98 290 32 10289

10,001331 0,0051 0,00

640,0013

0,0216

0,022

3/ 37,5 9662,3 4061, 5575, 23 97 170 290 32 10289 0,00111 - - 0,001 0,02 0,0

48

Roata 7 3 1 1 8 0,0375 0,03

642 1 13 224/Roata10

42 8627 3626,1

4977,8 23 72 196 290 32 10289

10,000999

-0,0614

-0,0605

0,0009

0,0159

0,016

49

5.2.4. Calculul pentru alegerea rulmentilor

In general arborii transmisiei se sprijina pe rulmenti, cei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axiala. Acesti rulmenti sunt mai ieftini, au un randament ridicat, se monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul exploatarii. Rulmentii cu role cilindrice se utilizeaza in cazul in care distanta dintre axe este redusa, iar rulmentii radiali cu bine, de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respective. Rulmentii cu role conice, pot prelua sarcini radiale si axiale mari, dar sunt mai scumpi si necesits reglaje in timpul exploatarii.

Rulmentii se aleg din cataloage in functie de capacitatea de incarcare dinimica. Dependenta dintre capacitatea de incarcare dinamica si durata de functionare a rulmentilor este data de relatia:

In care : D-durata de functionare in milioane de rotatii; Q-sarcina echivalenta in N; C-capacitatea de incarcare dinamica in N; p-exponent ce depinde de tipul rulmentului, (p=3 pentru

rulmentii cu bile si p=3,33 pentru rulmentii cu role)

Relatia este valabila pentru rulmentii care lucreaza la sarcina si turatie constanta.

Durabilitatea D, in milioane de rotatii se poate exprima cu relatia:

D=60nDh/106

-unde: Dh este durata de functionare in ore; n- turatia inelului rulmentului rot/min;

In cazul transmisiei automobilului deci si al cutiei de viteze rulmentii functioneaza intr-un regim nestationar, cu sarcini si turatii variabile:

Cu sarcina echivalenta Q1 N la turatia n1 in rot/min si durata Dh1 in ore;Cu sarcina echivalenta Q2 N la turatia n2 in rot/min si durata Dh2 in ore

s.a.m.d.;Capacitatea de incarcare in acest caz se determina cu relatia:

50

-unde: Qm este sarcina echivalenta medie, iar durata de functionare D=Dhnech60/106

Prin sarcina echivalenta medie Qm se intelege incarcarea care actionand asupra rulmentului la turatia echivalenta, nech are acelasi efect asupra lui ca si exploatarea in regim stationar.

Valoarea sarcini medii echivalente se calculeaza cu relatia:

Qm=(α1 β1 Q1 p + α2 β2 Q2 p+...+αn βn Qn p)1/p

-unde: αi este raportul dintre timpul hi de functionare al rulmentului in treapta de ordinul i si timpul total de functionare Dh

α1=h1/Dh ;α2=h2/Dh ; α3=h3/Dh ...astfel incat :βi este raportul intre turatia n, corespunzatoare unui anumit regim, si

turatia echivalenta nech:β1=n1 /nech ; β2=n2 /nech ; β3=n3 /nech ;... βn=nn /nech

Qi este sarcina echivalenta, corespunzatoare unei anumite trepte a cutiei de viteze.

Coeficientii αi pentru anumite tipuri de cutii de viteze sunt dati in tabelul urmator.

Tabelul 5.15. Recomandari pentru alegerea coeficientilor αi in procente.

51

Turatia echivalenta nech se calculeaza cu relatia:

nech=2,66Vmedisv medio/rr

-unde: Vmed este viteza medie de deplasare a automobilului (Vmed=60 km/h pentru autoturisme, Vmed= 35 km/h pentru autocamioane); io este raportul de transmitere al transmisiei principale; rr este raza de rulare a rotiilor motoare; icv med este raportul de transmitere mediu al schimbatorului de viteze.

52

Raportul de transmitere mediu al schimbatorului de viteze se determina cu relatia:

-unde: icvi sunt rapoartele de transmitere in diferite trepte ale schimbatorului de viteze; αi este timpul relativ de utilizare a fiecarei trepte, exprimat in procente din timpul total de exploatare

Sarcinile echivalente Qi pentru rulmentii radiali si radiali-axiali se determina cu relatia:

Qi = [XVRi+Y(Ai+S`i)]fd

-unde: Ri este sarcina radiala , corespunzatoare treptei de ordinul i a schimbatorului de viteze, in N; Ai este sarcina axiala, exterioara care actioneaza asupra rulmentului in treapta de ordinul i, in N; X este coeficientul de transformare a sarcinii locale in sarcina circumferentiala (coeficientul radial); Y este coeficientul de transformare a sarcinii axiale in sarcina radiala; V este coeficientul de rotatie (ia in considerare influenta rotirii inelului interior sau exterior); S` este rezultanta fortelor axiale care iau nastere in rulmentii radiali-axiali sub influenta sarcinilor radiale; fd este coeficientul care ia in considerare caracterul dinamic al sarcinii (in cazul transimisei automobilului fd =1..1,5 pentru autoturisme fd =1,2..1,8 pentru autocamioane); limitele inferioare se iau pentru rulmentii schimbatorului de viteze;

Pentru arborele primar se adopta rulment radial cu bile caruia i se calculeaza capacitatea de incarcare. Aceasta se determina cu relatia:

Durabilitatea D=Dhnech60/106=6000*1271*60/106=457 ore in care nech este 1271 rot/min si a fost determinat in capitolul 5.1.4.

Qprimar= 1,3*1,1* 4643,5+ 0,85*3382,6=9515 [N]

Capacitatea de incarcare pentru rulmentul arborelui primar va fi:

53

C=9515*457=4348355 [N]Pentru arborele intermediar se adopta rulmenti radiali cu bile carora li

se calculeaza capacitatea de incarcare. Aceasta se determina cu relatia:

Durabilitatea D=Dhnech60/106=6000*1271*60/106=457 ore in care nech este 1271 rot/min si a fost determinat in capitolul 5.1.4.

Qintermediar= 1,3*1,1*9955,6+ 0,85*7252,3=20400 [N]

Capacitatea de incarcare pentru rulmentul arborelui intermediar va fi:

C=20400*457=9322800 [N]

Pentru arborele secundar se adopta rulmenti radiali cu bile carora li se calculeaza capacitatea de incarcare. Aceasta se determina cu relatia:

Durabilitatea D=Dhnech60/106=6000*1271*60/106=457 ore in care nech este 1271 rot/min si a fost determinat in capitolul 5.1.4.

Qsecundar= 1,3*1,1*9968+ 0,85*7261,3=20426 [N]

Capacitatea de incarcare pentru rulmentul arborelui secundar va fi:

C=20400*457=9334682 [N]

54

PARTEA A II-A

Cap. 1. Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din fata si alegerea justificata a solutiei pentru

puntea care se proiecteaza

1.1. Rolul, conditiile impuse si clasificarea puntilor din fata

Puntea din fata are rolul de a prelua si transmite cadrului sau caroseriei fortele si momentele ce apar din interctiunea rotilor fata cu calea de rulare si de a permite schimbarea directie de deplasare a automobilului. La automobilele organizate dupa solutia totul in fata, puntea din fata este si motoare realizand transmiterea fluxului de putere primit de la transmisia longitudinala sau de la arborele secundar al schimbatorului de viteze la rotile motoare.

Constructiv puntea din fata motoare cuprinde: mecanismele transmiterii fluxului de putere la rotile motoare (transmia principala, diferentialul, arborii planetari si butucii rotilor motoare); mecanismul de ghidare pentru preluarea si transmiterea fortelor si momentelor reactive intre roti si cadru sau caroserie; fuzetele si pivotii prin care rotile se articuleaza de mecanismul de ghidare, cu posibilitatea de oscilatie in plan orizontal, necesara schimbarii directiei de mers.

Pentru puntea din fata nemotoare constructia se simplifica prin eliminarea mecanismulul de transmitere a fluxului de putere primit de la motor.

Dupa tipul mecanismului de ghidare determinat de caracterul suspensiei rotilor puntea din fata poate fi: rigida - cu oscilatie dependenta a rotilor sau articulata cu oscilatie independenta a rotilor.

Puntea din fata trebuie:

-sa asigure o cinematica corecta a rotilor in timpul oscilatiei caroseriei;

-sa asigure o buna stabilitate rotilor de directie;-sa asigure manevrarea usoara a automobilului si o uzura cat mai

mica a pneurilor;-sa aiba o greutate proprie mica pentru a reduce greutatea partii

nesuspendate a automobilului;-sa fie suficient de rezistenta si sigura in exploatare;

Clasificarea puntilor se face dupa urmatoarele criterii:

55

A. Dupa tipul mecanismului de ghidare al rotilor, puntile pot fi rigide, semirigide sau fractionate (articulate).

Puntile rigide, sau punti cu oscilatie dependenta a rotilor, sau punti cu suspensie dependenta sunt puntile la care lagarele rotilor sunt legate intre ele printr-un element rigid (grinda). In consecinta, la trecerea peste un obstacol a unei roti, cealalta roata se inclina simultan si egal, provocand inclinarea si deplasarea transversala a caroseriei. In plus, datorita elasticitatii arcului lamelar al suspensiei (majoritatea puntilor rigide sunt combinate cu arcuri lamelare care asigura si ghidarea puntii), se produce inaintarea unei roti in raport cu cealalta si deci schimbarea directiei de mers, asa cum se vede din figura II.1.2. Prezenta grinzii transversale face imposibila dispunerea intre roti, intr-o pozitie cat mai coborata, a motorului sau a cadrului, deci inaltimea centrului de masa al automobilului este mai mare. Se poate obtine insa, o marire a capacitatii de trecere a automobilului prin cresterea garzii la sol, prin micsorarea razei transversale de trecere si prin posibilitatea mare de rotire a puntii fata de caroserie (exemplu UNIMOG) fara a recurge la solutii constructive complicate si costisitoare. Un alt avantaj al puntii rigide este numarul redus de articulatii care ii confera siguranta in exploatare si fiabilitate ridicate.

Puntile rigide se folosesc la majoritatea autocamioanelor, la autobuze, la autoutilitare si la unele autoturisme de teren.

Fig II.1.2. Influenta puntii rigide asupra ghidajului si pozitiei automobilului

Puntile rigide se deosebesc constructiv prin solutia adoptata pentru preluarea fortelor si a momentelor de reactie. Schemele cinematice ale celor mai folosite mecanisme in acest scop sunt prezentate in figura II.1.3.

56

a.

b.

c.

Fig II.1.3. Schemele cinematice pentru mecanismele de ghidare ale puntilor rigide: a)cu arcuri lamelare; b)cu doua mecanisme patrulater

dispuse longitudinal si bara Panhard; c)grinda trasa cu articulatie dispusa in planul median al automobilului.

Puntile semirigide permit deplasari relative de mica amplitudine ale rotilor prin deformarea la torsiune a grinzii de legatura dintre roti (grinda cu epura controlata). Aceasta solutie se foloseste numai pentru puntea din spate nemotoare (cel mai adesea) sau motoare. Schemele cinematice cele mai uzuale ale acestor punti sunt prezentate in figura II.1.4.

57

a. b. c.

Fig II.1.4. Schemele puntilor semirigide: a)grinda trasa coaxiala cu axele rotilor; b)grinda trasa in forma de “H”; c)grinda trasa coaxiala cu

axele articulatiilor

Puntile fractionate (articulate), sau puntile cu oscilatie independenta a rotilor, sau puntile cu suspensie independenta sunt puntile la care, deplasarea unei roti la trecerea peste un obstacol nu impune si deplasarea celeilalte roti (rotile se pot deplasa independent) deoarece lipseste legatura rigida dintre roata din stanga si din dreapta. Sunt diverse sisteme de legare a rotilor cu sasiul sau cu caroseria autoportanta, cele mai raspandite fiind reprezentate in figura II.1.5. Un criteriu de apreciere al puntilor fractionate este variatia ecartamentului ΔE.

Fig II.1.5.Scheme mai raspandite de punti fractionate: a)brate transversale alaturate; b)brate transversale in prelungire; c)mecanism patrulater transversal (brate transversale suprapuse); d)mecanism McPherson; e)brate longitudinale trase sau impinse; f)mecanism patrulater longitudinal.

58

Puntile articulate au fata de puntile rigide urmatoarele avantaje:

- imbunatatesc confortul deoarece reduc masa nesuspendata;- imbunatatesc tinuta de drum deoarece deplasarile rotilor nu se

influenteaza reciproc;- micsoreaza oscilatiile de ruliu ale caroseriei si maresc

stabilitatea automobilului;- permit dispunerea intre roti a unor elemente ale sasiului

(motor, cadru etc.), deci coborarea centrului de masa si cresterea stabilitatii;-permit realizarea solutiilor compacte de organizare generala “totul in

fata” si “totul in spate”.

B. Dupa capacitatea de a realiza autopropulsarea automobilului puntile pot fi motoare si nemotoare.

Pentru a realiza autopropulsarea automobilului puntea motoare trebuie sa fie echipata cu mecanismele care asigura transmiterea fluxului de putere al motorului de la SV sau transmisia cardanica la rotile motoare, respectiv: transmisia principala, diferentialul, arborii planetari. Aceste mecanisme au fost studiate in cadrul disciplinei “Transmisia automobilului”. Atat puntea rigida cat si puntea fractionată pot fi si punti motoare. Singura conditie principala care trebuie indeplinita la proiectare este ca sa fie posibila o legatura cinematica intre axa rotii si axa diferentialului, respectiv ca elementele suspensiei sa nu fie dispuse in planul transversal definit de cele doua axe.

C. Dupa capacitatea de a schimba directia de inaintare, puntile pot fi punti directoare si punti nedirectoare.

Pentru a permite schimbarea directiei de mers, puntea de directie trebuie sa permita bracarea rotilor. In acest caz roata prin butucul sau se sprijina pe fuzeta, iar aceasta este articulata prin intermediul pivotului (pivotilor) cu mecanismul de ghidare.

1.2. Elementele componente ale puntii din fata

1.2.1 Fuzete si pivoti

1.2.1.1. Tipuri constructive de fuzete si pivoti

Fuzeta sau axa rotii reprezinta osia de rezemare a butucului rotii. Ea are sectiune circulara de diametre diferite pe care se monteaza rumentii butucului rotii si este prevazuta la capat cu o portiune filetata pentru piulitele de fixare si reglare a jocului din lagarele cu rulmenti.

La puntile fata nemotoare fuzeta este de sectiune circulara plina.

59

In raport cu mecanismul de ghidare al puntii fuzeta este articulata cu ajutorul pivotului. La puntile fata rigide legatura dintre fuzeta si mecanismul de ghidare trebuie sa permita numai oscilatia rotii in plan orizontal, pentru schimbarea directiei de mers a automobilului. La puntile fata articulate legatura dintre fuzeta si mecanismul de ghidare trebuie sa permita oscilatia independenta a rotii suspendate elastic in planul mecanisumului de ghidare si oscilatia rotii in plan orizontal pentru virarea automobilului.

In figura II.1.6 sunt prezentate tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la puntile rigide de directie.

60

Fig II.1.6. Tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la puntile rigide: a) punte nemotoare: 1-fuzeta; 2-grinda puntii; 3-pivotul fix in pumnul grinzii; 4-rulment axial pentru transmiterea fortelor verticale; 5-lagarul dintre bratul inferior al fuzetei si pivot; 6-surub pana pentru blocarea pivotului in grinda; b) punte motoare: 1-fuzeta tubulara; 2-rulmenti radiali-axiali cu role conice; 3-pivot superior; 4-pivot inferior; 5-carterul tubular al puntii; OO’ – axa pivotului.

Articulatiile puntilor fractionate sunt mai numeroase (numarul articulatiilor constituie un criteriu de apreciere al sigurantei in functionare si al fiabilitatii constructive) si au constructii mai complicate.

In figura II.1.7 sunt prezentate tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la punTile fractionate cu mecanism patrulater transversal de ghidare. In acest caz fuzeta trebuie sa se roteasca in jurul axei pivotului (pivotilor), dar sa permita si oscilatia rotii la dezbaterea suspensiei.

Fig II.1.7. Tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la punti articulate cu mecanism patrulater transversal de ghidare: a) punte motoare cu pivoti sferici: 1 si 2-fuzeta cu sectiune tubulara; 3-pivot

sferic superior; 4-pivot sferic inferior; 5-brat superior; 6-brat inferior; b) punte nemotoare cu pivoti sferici: 1 si 2- fuzeta cu sectiune circulara plina; 3-pivot sferic superior; 4-pivot sferic inferior; 5-brat superior; 6-

brat inferior

Se constata tendinta de inlocuire a articulatiilor sferice cu articulatii cilindrice, fuzeta fiind articulata printr-un pivot cilindric cu portfuzeta (o noua componenta a puntii), iar portfuzeta este articulata cilindric cu bratele mecanismului de ghidare.

61

Fig II.1.9. Punte cu mecanism cu culisa oscilanta si articulatii cilindrice

Puntea de directie asigura prin constructia sa valorile prescrise de proiectant pentru unghiul de inclinare longitudinala al pivotului (unghiul de fuga), unghiul de inclinare transversala al pivotului si unghiul de cadere al rotii, iar daca este cazul si posibilitati de reglare pentru aceste unghiuri. Din aceasta cauza o conditie specifica impusa puntii de directie este sa asigure cinematica corecta si o buna stabilitate a rotilor de directie, pe fondul unei manevrari usoare a volanului si unei uzuri reduse a pneurilor.

Puntea trebuie riguros corelata cu elementele suspensiei. Exista in acest sens incompatibilitati ca: nu se poate folosi la o punte rigida un arc bara de torsiune; nu se poate folosi la o punte fractionata cu mecanism patrulater transversal un arc lamelar dispus longitudinal. In plus pe punte trebuie sa existe elemente (suporti, grinzi etc.) care sa permita montarea arcurilor, a amortizoarelor, a tampoanelor limitatoare de cursa si a barelor stabilizatoare.

Constructia puntii, indeosibi in zona fuzetei si a butucului rotii, este influentata si de tipul mecanismului de franare folosit, respectiv mecanism cu disc si placheti sau mecanism cu tamburi si saboti interiori.

62

Cap. 2. Stiudiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din fata si alegerea justificata a solutiei pentru

puntea care se proiecteaza

Suspensia automobilului se realizeaza in esenta prin dispunerea intre corpul automobilului si roti a elementelor elastice (arcurile) si a amortizoarelor. Masele suprapuse suspensiei formeaza masa suspendata, iar cele montate sub suspensie formeaza masa nesuspendata. Pentru asigurarea unui confort sporit este necesar ca masa nesuspendata sa fie cat mai mica. Puntile fractionate au o masa nesuspendata mai mica decat puntile rigide.

Suspensia automobilului realizeaza legatura elastica cu armortizare intre puntile automobilului si cadru sau caroserie micsorand sarcinile dinamice si amortizand vibratiile rezultate in urma actiunii componentelor verticale ale fortelor de interactiune dintre roti si calea de rulare.

Viteza de deplasare a automobilului pe drumuri cu suprafata neregulata este limitata in primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea motorului. Confortabilitatea automobilului este determinata in principal de suspensie. Prin confortabilitate se intelege proprietatea automobilului de a circula timp indelungat cu viteze permise de caracteristicile dinamice fara ca pasagerii sa aiba senzatii neplacute sau sa oboseasca repede si fara ca automobilul sau marfa transportata sa fie supuse distrugerii.

Prin impirmarea caracterului dorit al oscilatiilor suspensia alaturi de mecanismul de ghidare al puntii influenteaza maneabilitatea si stabilitatea automobilului care definesc tinuta de drum a acestuia.

Cinematica rotilor la trecerea peste denivelarile caii si miscarea masei suspendate fata de cea nesuspendata, la variatia sarcinilor in plan vertical, sunt determinate de tipul mecanismului de ghidare al puntii. Caracterul acestor miscari este determinat de suspensia automobilului prin elementele sale elastice si de amortizare.

Pentru asigurarea unui cofort corespunzator parametrii suspensiei trebuie alesi dupa anumite conditii stabilite si anume:

-amplitudinea masei suspendate se reduce cu atat mai mult cu cat raportul dintre masa suspendata si cea nesuspendata este mai mare. Aceasta explica avantajul puntilor articulate fata de cele rigide care genereaza un confort sporit;

-pulsatia oscilatiilor proprii ale sistemului este cu atat mai mica cu cat rigiditatea elementului elastic este mai mica, adica arcul sa fie mai elastic.

63

Micsorarea rigiditatii arcurilor este limitata de cresterea sagetii statice la sarcini nominale;

-rigiditatea suspensie puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii din spate;

-pentru mentinerea neschimbata a caracteristicilor suspensiei cand masa suspendata se modifica rigiditatile arcurilor trebuie sa se modifice in aceeasi proportie cu masa suspendata. Aceasta conditie explica interesul pentru suspensii cu rigiditatea proportionala cu sarcina;

-confortabilitatea maxima se poate obtine combinand arcuri cu rigiditate proportionala cu sarcina cu amortizoare cu caracteristici nelineare;

-optiunea pentru o punte sau alta se face in functie de tipul si destinatia automobilului prin aprecierea cerintelor de confort, maniabilitate, stabilitate si costuri;

Pentru automobilul proiectat am ales puntea fata articulata de tip McPherson avand in vedere solutile similare existente pe plan mondial si avantajele acestui tip de suspensie, legate de modificarea in limite rezonabile a unghiurilor rotilor directoare si a ecartamentului fata, la trecerea rotilor directoare peste denivelarile caii de rulare.

Din cele prezentate rezulta ca, puntile si suspensiile automobilului desi indeplinesc functiuni cu totul diferite, datorita cerintelor numeroase si exigente pentru asigurarea stabilitatii si a confortului in conditiile maselor si a dimensiunilor de gabarit reduse, sunt tratate si realizate constructiv in cadrul unor ansambluri unice, ale caror functiuni sunt in esenta urmatoarele:

- transmiterea greutatii automobilului la roti;- transmiterea fortelor si momentelor de reactiune de la roti la cadru sau

caroserie;- limitarea solicitarilor dinamice transmise de la roti la cadru sau

caroserie;- realizarea unui confort cat mai ridicat pentru calatori si marfurile

transportate;- asigurarea contactului continuu si constant intre roti si cale;- ghidarea precisa a miscarii rotilor in raport cu sasiul sau caroseria, in

timpul dezbaterii suspensiei;- asigurarea stabilitatii pe traiectorie;- asigurarea echilibrului automobilului in diverse conditii de deplasare.

64

Fig II.3.44. Punte fata motoare McPherson cu brat inferior ingust si tirant: 1-suport superior grup elastoamortizor; 2-arc elicoidal; 3-

amortizor; 4-bara stabilizatoare; 6-brat ingust; 7-grinda suport a puntii; 8-mecanism de directie pinion-cremaliera.

Se remarca urmatoarele particularitati constructive: bratul inferior forjat din otel este ingust (are forma de I), iar pentru a prelua fortele longitudinale are nevoie de un tirant; rolul tirantului este preluat de partea laterala a barei stabilizatoare, care cu partea sa centrala este articulata elastic de caroserie; mecanismul de actionare al directiei cu pinion-cremaliera este dispus in fata si sub axa rotilor si este montat pe grinda suport; grinda suport are o constructie compacta. Aceasta solutie constructiva se foloseste pentru autoturismele de clasa foarte mica si mica.

Constructia reala a puntii fata McPherson este foarte diferita de la un automobil la altul. Diferentele constructive sunt localizate in urmatoarele zone:

- forma si constructia bratului inferior si a articulatiilor sale cu grinda suport si cu fuzeta;

- prinderile dintre fuzeta si pivotul sferic, respectiv amortizor; - forma si constructia lagarului elastic superior oscilant; - constructia si dispunerea rulmentului axial;- dispunerea barei stabilizatoare, integrarea ei in constructia puntii si

legaturile cu masa suspendata si cu masa nesuspendata;- valoarea deportului transversal (negativa sau pozitiva).

In figura II.3.48. este prezentata constructia puntii fata articulate de tip McPherson folosita la autoturismele Fiat Grande Punto.

65

Caracteristici constructive: brat triunghiular nesimetric din tabla ambutisata articulat cilindric spre fata si oscilant spre spate; bara stabilizatoare montata pe placa suport si articulata de amortizoare prin bielete lungi pentru a imbunatati efectul stabilizator; arcurile elicoidale montate dezaxat pentru a reduce fortele transversale din amortizoare si a imbunatati comportarea suspensiei la micile neregularitati stradale; placa suport cu o rigiditate sporita situata in partea cea mai de jos a automobilului imbunatateste comportarea la ciocniri frontale.

Fig II.3.48. Punte fata tip Mc-Pherson FIAT GRANDE PUNTO

In continuare este prezentata solutia constructiva a puntii articulate motoare tip McPherson care echipeaza autoutilitara proiectata.

66

Cap. 3. Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia

principala, diferentialul, arborii planetari)

Calculul de rezistenta a puntii din fata se face pentru patru regimuri caracteristice de miscare: regimul franarii, regimul deraparii si regimul trecerii peste obstacole.

Determinarea fortelor ce actioneaza asupra puntii din fata:

In regimul franarii reactiunile normale sunt:

Zfs=Zfd=G1m1f/2

-unde m1f este coeficientul de incarcare dinamica la franarea puntii din fata.

m1f

Reactiunile tangentiale date de franarea pana la limita de aderenta, (coeficientul de aderenta are valorile cuprinse intre φ =0,7..0,8) sunt:

Xfs=Xfd=Zf φ;

Din prima parte a proiectului stim cs greutatea G1 ce revine puntii fata este 1600 daN, astfel incat greutatea care revine unei roti de la puntea fata, Gf1 = Gf2 = 800 daN, unde α=170, b=1000 mm, hg = 1000 mm.

Bratul inferior al suspensiei este solicitat la compresiune sau intindere:

m1f= 1,625

Conform formulei:

Zfs=Zfd=G1m1f/2 rezultă Zfs=Zfd=1300 daNRegimul deraparii

Datorita componentei Fy a fortei laterale reactiunile difera pentru partea stanga si dreapta astfel:

Pentru partea stanga, reactiunea normala va fi:

67

Z1fs =

Pentru partea stanga, reactiunea laterala va fi:

Y1fs =

Pentru autoutilitara proiectata se obtin urmatoarele valori:

Z1s=1531 daNY1s=1531*0,8=1224,8 daN

Pentru partea dreapta, reactiunea normala va fi:

Z1fs =

Pentru partea dreapta, reactiunea laterala va fi:

Y1fs =

Pentru autoutilitara proiectata se obtin urmatoarele valori:

Z1s=68 daNY1s=68*0,8=54,4 daN

Regimul trecerii peste obstacole

In acest regim se considera ca reactiunile normale cresc de aproximativ 2 ori fata de valorile lor statice, adica:

Z1fs=Z1fd=G1=1600 daN

Cap. 4. Calculul si proiectarea suspensiei

4.1. Calculul si proiectarea elementelor elastice

68

Se porneste de la stabilirea sagetii statice a arcului elicoidal (de la arc destins la maxim pana la arc comprimat la maxim) si a sagetii dinamice a acestuia (pe cursa de comprimare). Pentru calculul sagetii arcului elicoidal se foloseste formula:

[mm], unde

- n – numarul de spire active;- F – forta preluata de arc [N];- Dm – diametrul mediu al arcului [mm];- G – modulul de elasticitate transversala a materialului din care e

confectionat arcul [N/mm2];- d – diametrul spirei [mm];

Se alege numarul de spire active ale arcului, n = 10, forta preluata de arc se considera jumatate din forta maxima ce revine puntii din fata, F = 4725 N, diametrul mediu al arcului Dm = 105 mm, modulul de elasticitate transversala a materialului din care e confectionat arcul, G = 8*104 N/mm2, iar diametrul sarmei calculat, d = 12,5 mm. Rezulta sageata statica a arcului: f 224 mm. Astfel se determina: rigiditatea arcului, tensiunea tangentiala, numarul spirelor inactive ,lungimea libera a arcului, sageata arcului la flambaj, etc.

4.2. Calculul pentru alegerea amortizoarelor

4.2.1. Stabilirea solutiei de montare pentru amortizoare

Ca si solutie de prindere a amortizorului se vor folosi articulatii elastice axiale oscilante sau cilindrice cu elemente din cauciuc, deoarece acestea au rolul de transmitere a fortei de amortizare la elementele puntii si la caroserie si de filtrare a vibratiilor, indeosebi vibratiile spre caroserie. De asemenea la partea superioara a amortizorului, ca solutie de prindere se alege solutia de prindere de caroserie prin intermediul unei flanse de forma triunghiulara prin intermediul a 3 suruburi.

4.2.2. Determinarea caracteristicii de amortizare la roata

69

Pentru determinarea caracteristicii de amortizare trebuie sa se stabileasca domeniul necesar de amortizare pentru caroserie si pentru roti. Acesta se determina cu relatia caracteristicii liniare de amortizare:

Coeficientul de rezistenta al amortizorului se determina in functie de gradul de amortizare D. Domeniul necesar de amortizare pentru roata este cuprins intre dreptele 3 si 4 (Fig. 102), corespunzatoare gradului de amortizare D’=0,25 si D’=0,35. Se alege D’ = 0.30.

Coeficientul de amortizare se poate determina cu relatia:

unde: kp este rigiditatea pneurilor, ks rigiditatea caroseriei,iar m1 este masa nesuspendata.

70

Fig.102 Domeniile necesare de amortizare pentru caroserie A1 si pentru roti A2

Domeniile necesare de amortizare fiind distantate intre ele, va trebui sa se adopte o caracteristica de amortizare care sa constitue un compromis. Ea trebuie sa cuprinda domeniul necesar de amortizare pentru caroserie pana la vp = 0,5 m/s (corespunde unor amplitudini de 40....50 mm ale oscilatiilor si unor frecvente proprii ν0 = 0,7....1,7 Hz) si domeniul necesar de amortizare pentru roti pana la vp = 0,7 m/s (corespunde unor amplitudini de 10....20 mm ale oscilatiilor si unor frecvente proprii de ν0 = 9....13 Hz). Aceste curbe se pot trasa cu relatia:

unde: c1 = 1.5 * , iar vcr = 0,2....0,4 m/s. Se alege vcr = 0.3.

Pentru cursa de comprimare a amortizorului cu supapele inchise se alege cc = 1030 si rezulta :

71

c1 = 1.5 * = 1.5 * = 5150 Ns/m

Pentru cursa de destindere a amortizorului cu supapele inchise se alege cc = 3880 si rezulta :

c1 = 1.5 * = 1.5 * = 19400 Ns/m

Tab. 17 Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele inchise [N.s/m]

72

Fig.103 Caracteristica de amortizare a amortizorului (supape inchise)Tab.18 Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu

supapele deschise [N.s/m]

Pentru cursa de comprimare a amortizorului cu supapele deschise se alege cc = 970 si rezulta:

c1 = 1.5 * = 1.5 * = 4850 Ns/m

Pentru cursa de destindere a amortizorului cu supapele deschise se alege cc = 1500 si rezulta:

c1 = 1.5 * = 1.5 * = 7500 Ns/m

73

Fig.104 Caracteristica de amortizare a amortizorului (supape deschise)

74

4.3. Calculul si proiectarea barei stabilizatoare

Bara stabilizatoare de forma literei U este articulata cilindric elastic de grinda suport si prin intermediul unei bielete lungi de fuzeta de constructie sudata, asamblata cu butucul rotii. Pentru proiectarea si dimensionarea barei de torsiune aceasta se va considera articulata la mijlocul ei printr-o articulatie cilindrica, iar la unul din capete va fi simplu rezemata. La celalat capat se va considera momentul dat de fortele Z si Y, dupa Fig. 105. Momentul de torsiune din bara de torsiune este dat de expresia:

Fig.105 Solicitarea la torsiune a barei stabilizatoare

Daca se considera distanta a = 350 mm, iar raza dinamica rd = 308 mm, atunci momentul de torsiune va avea valoarea Mt = 2527 Nm.

75

Bibliografie1. M. Untaru, Gh. Fratila – Calculul si constructia automobilelor 1982

2. Beck S, Festellbremsanlagen in Einzelfahryengen und Fahryeugkombinationen Bosch 1980

3. Notite Electronic- S.F.D.S.

4. Gh. Fratila – Ambreajul 1973

5. Gh. Fratila – Shimbatorul de viteze 1973

6. Potincu, Hara si Tabacu – Automobile, Editura didactica si pedagogica 1980