Proiect-Automobile-II.docx
135
Proiect Automobile II
-
Upload
doaga-cristian -
Category
Documents
-
view
38 -
download
22
Transcript of Proiect-Automobile-II.docx
Proiect Automobile II
Îndrumător proiect: Student:
S.I. dr. ing. Liviu Georgescu Doagă Cristian-Alexandru
Temă de proiect la AUTOMOBILE II
Să se efectueze proiectarea generală , funcţională, privind dinamica tracţiunii şi ambreiajul pentru un automobil având urmatoarele caracteristici:
Tipul automobilului………………….autoutilitară;
Caroseria…………………………………..furgon;
Numar de persoane (locuri)…………………….2;
Masa utilă constructivă maximă………….800 kg;
Viteza maximă in palier……………….180 km/h;
Panta maximă………………………………32%;
Tipul motorului…………………………....MAC;
Tracţiune……………………………………4X2;
i0………………………………………….…2,78;
iSV1………………………………………….4,17;
Capitolul I
1.1 Calculul si definitivarea raportului de trensmitere al transmisiei principale (i¿¿0)¿
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din condiţia ca autoturismul să atingă viteza maximă la deplasarea sa în treapta cea mai rapida a SV care este, în general, treapta de priză directă (la SV cu 3 arbori) sau treapta similară acesteia cu raport de transmitere apropiat de unitate (la SV cu 2 arbori). Raportul de transmitere a fost determinat în partea I a proiectului şi este:
i0 = 2.78 (zp = 14, zc = 39)
1.2 Calculul raportului de transmitere al primei trepte al schimbătorului de viteze (isv1)
Pentru a putea determina raportul de transmitere al primei trepte de viteză este necesară îndeplinirea condiţiilor:
- condiţia învingerii forţelor pantei maxime impusă în temă;- condiţia de viteză minimă stabilită pe drum modernizat;- condiţia lucrului mecanic produs de frecarea la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe
loc.- Raportul de transmitere a fost determinat în partea I a proiectului şi este:
iSV1 = 4,17
1.3 Etajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica
Principalul criteriu care stă la baza etajării schimbătorului de viteze în progresie geometrică este variaţia de turaţie pe acelaşi interval în fiecare treaptă de viteză. Etajarea în progresie geometrică prezintă anumite avantaje: numărul de trepte este mic, consumul de combustibil este redus, dar performanţele de tracţiune sunt reduse.
Calculul numărului minim de trepte se face cu formula:
Nminpos =1+ln( iS1
iSN)
ln(nmax
nM )iSV1 = 4.17
iSN = 1
nmax = 4500 rot/min
nM = 1800 rot/min
Aleg un schimbător de viteze cu 4 trepte; N=4.
Pentru a calcula rata de etajare vom folosi următoarea formulă:
Calculez rapoartele de transmitere corespunzatoare fiecărei trepte de viteză:
isk=n−1√is 1n−k ,unde (k=1…n)
is1=4−1√ is14−1 = 4.17
is2=4−1√ is14−2 = 2.59
is3=4−1√ is14−3 = 1.6
is4=4−1√ is14−4 = 1
Calculez raportul de transmitere al treptei de supraviteză:
V=0,377 ∙rr ∙ ni0 ∙ isk
[km /h], de unde rezulta iS5=0,377 ∙r r ∙ n
i0 ∙V = 0.75
1.4 Trasarea diagramei fierastrau teoretice
Pentru a trasa diagrama fierăstrău este necesar să cunoaştem viteza în fiecare treaptă de viteză. Această viteză se afla cu formula:
V=0,377 ∙rr ∙ ni0 ∙ isk
[km /h]
Rezulta viteze calculate, pentru fiecare treapta:
V 1=19,97 [km/h]
V 2=34,32 [km/h]
V 3=65,75 [km/h]
V 4=124,94 [km/h]
V 5=166,58 [km/h]
V’j = 0.377 rr n'
i0is 1¿¿ [km/h]
V”j = 0.377 rr n} over {{i} rsub {0} {i} rsub {s 1}} {left ({n
n'¿¿¿ j−1 [km/h]
n’=1800 [rot/min] j= 1,2,3,….,nn’’=4000 [rot/min]i0=2,75rr=0,317 [m]
Treapta isk V' V"
1 4,17 18,55634
41,23631
2 2,59 29,87642
66,39204
3 1,6 48,36246
107,4721
4 1 77,37993
171,9554
5 0,75 103,1732
229,2739
1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000
50
100
150
200
250
Diagrama Fierestrau
12345n minn max
n [rpm]
v [k
m/h
]
Cap.II Determinarea performantelor de tractiune
II.1 Caracteristica de tractiune
II.1.1 Trasarea caracteristicii de tractiune
În ecuaţia generală a mişcării rectilinii a autovehiculelor cu roţi forţa de tracţiune atunci când este cuplată treapta k a schimbătorului de viteze, Ftk, este generată de momentul motor Me, a cărui mărime depinde de sarcina şi turaţia motorului:
F t=M r
r r=
M (n , χ )∗iSk∗i0∗η t
rr
Mr-momentul la roata
rr-raza de rulare
isk-valoarea raportului de transmitere in treapta k
Se va determina graficul fortei de tractiune in functie de viteza in fiecare treapta la sarcina totala cu ajutorul formulei:
V=0,377n∗r r
iSk∗i0[ km
h ]
Treapta I Column1 rot/min M [Nm] V [km/h] Ft [N]n1 1000 164 10,31 5521n2 1500 179 15,45 6026n3 2000 188 20,61 6329n4 2500 193 25,76 6497n5 3000 192 30,91 6464n6 3500 187 36,06 6295n7 4000 176 41,21 5925n8 4500 161 46,36 5420
Treapta II n1 1000 164 16,93 3360n2 1500 179 25,39 3668n3 2000 188 33,86 3852n4 2500 193 42,32 3954n5 3000 192 50,78 3934n6 3500 187 59,25 3832n7 4000 176 67,71 3606n8 4500 161 76,17 3299
Treapta III n1 1000 164 27,79 2047n2 1500 179 41,69 2234n3 2000 188 55,59 2346n4 2500 193 69,48 2409n5 3000 192 83,38 2396n6 3500 187 97,27 2334n7 4000 176 111,17 2196n8 4500 161 125,07 2009
Treapta IV n1 1000 164 45,27 1257n2 1500 179 67,90 1371n3 2000 188 90,54 1440n4 2500 193 113,17 1479n5 3000 192 135,81 1471n6 3500 187 158,44 1433n7 4000 176 181,07 1348n8 4500 161 203,71 1234
Treapta V n1 1000 164 66,39 857n2 1500 179 99,59 935n3 2000 188 132,79 982n4 2500 193 165,98 1008n5 3000 192 199,18 1003n6 3500 187 232,38 977n7 4000 176 265,58 919n8 4500 161 298,77 841
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 2400
100020003000400050006000700080009000
100001100012000
Caracteristica de tractiune
IIIIIIIVV
V [km/h]
Ft [N
]
V [km/h] R rul [N] Ra [N] Rp [N] R totala [N] R panta 30 % [N] Rt [N]
0 210 1 0 210 6965,099 717630 213 4,42 0 213 6965,099 718350 216 12,301 0 216 6965,099 719360 219 17,71 0 219 6965,099 720290 223 39,85 0 223 6965,099 7228130 261 83,16 0 261 6965,099 7309150 280 110,71 0 280 6965,099 7356165 297 133,966 0 297 6965,099 7396
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 2400
100020003000400050006000700080009000
100001100012000
Caracteristica de tractiune
IIIIIIIVVR [N]
V [km/h]
Ft [
N]
V [km/h] R rul [N] Ra [N] R panta [N] Rt [N]0 210 1 2418 262930 213 4,42 2418 263550 216 12,301 2418 264660 219 17,71 2418 265590 223 39,85 2418 2681130 261 83,16 2418 2762150 280 110,71 2418 2809165 297 133,966 2418 2849
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 2400
100020003000400050006000700080009000
100001100012000
IIIIIIIVVV cr IV Cr. IIV cr. IIIV cr. IVV cr V
V [km/h]
Ft [N
]
V [km/h] R rul [N] Ra [N] R panta [N] Rt [N]0 210 1 2418 262930 213 4,42 2418 263550 216 12,301 2418 264660 219 17,71 2418 265590 223 39,85 2418 2681130 261 83,16 2418 2762150 280 110,71 2418 2809165 297 133,966 2418 2849
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 2400
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
10000
11000
12000
IIIIIIIVVRt [N]
V [km/h]
Ft [N
]
II.2 Trasarea caracteristicii dinamice
Performanțele de tracțiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de tracțiune ci și de greutatea sa și de factorul aerodinamic (K = k ∙A). Pentru a îngloba toate cele trei elemente de influență, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezintă raportul dintre forța de tracțiune din care se scade rezistența aerului și greutatea autovehiculului:
D=F t−Ra
Ga¿ .
Caracteristica dinamică reprezintă funcția care exprimă dependența factorului dinamic de viteza autovehiculului pentru toate treptele SV atunci când motorul funcționează la sarcină totală.
V [km/h] Ft [N] Ra [N] Ga [N] D [-] f [-] PSI max p max
I
10,31 5521 4,872088 13930 0,39600
1 0,0160 0,509 0,4930
15,45 6026 10,94822 13930 0,43181
6 0,0160 0,509 0,4930
20,61 6329 19,46349 13930 0,45295
6 0,0160 0,509 0,4930
25,76 6497 30,41171 13930 0,46425
4 0,0160 0,509 0,4930
30,91 6464 43,79286 13930 0,46087
6 0,0160 0,509 0,4930
36,06 6295 59,60695 13930 0,44765
7 0,0161 0,509 0,4929
41,21 5925 77,85398 13930 0,41976
3 0,0161 0,509 0,4929
46,36 5420 98,53394 13930 0,38202
7 0,0162 0,509 0,4928
II
16,93 3360 13,13613 13930 0,24028
4 0,0160 0,307 0,2910
25,39 3668 29,55629 13930 0,26116
9 0,0160 0,307 0,2910
33,86 3852 52,5445 13930 0,27275 0,0160 0,307 0,2910
2 7
42,32 3954 82,10081 13930 0,27798
9 0,0161 0,307 0,2909
50,78 3934 118,2252 13930 0,27392
5 0,0162 0,307 0,2908
59,25 3832 160,9176 13930 0,26350
6 0,0163 0,307 0,2907
67,71 3606 210,1781 13930 0,24379 0,0165 0,307 0,2905
76,17 3299 266,0066 13930 0,21771
8 0,0167 0,307 0,2903
III
27,79 2047 35,41114 13930 0,14438
1 0,0160 0,180 0,1640
41,69 2234 79,67506 13930 0,15 0,0161 0,180 0,1639
55,59 2346 141,6446 13930 0,16 0,0163 0,180 0,1637
69,48 2409 221,3196 13930 0,16 0,0165 0,180 0,1635
83,38 2396 318,7002 13930 0,15 0,0169 0,180 0,1631
97,27 2334 433,7865 13930 0,14 0,0173 0,180 0,1627
111,17 2196 566,5782 13930 0,117 0,0179 0,180 0,1621
125,07 2009 717,0756 13930 0,09275
8 0,0185 0,180 0,1615
IV
45,27 1257 93,94398 13930 0,08346 0,0161 0,097 0,0811
67,90 1371 211,374 13930 0,08328 0,0165 0,097 0,0807
90,54 1440 375,7759 13930 0,07642
8 0,0171 0,097 0,0801
113,17 1479 587,1499 13930 0,06400
5 0,0180 0,097 0,0792
135,81 1471 845,4958 13930 0,04490
9 0,0191 0,097 0,0781
158,44 1433 1150,814 13930 0,02024 0,0204 0,097 0,0768
181,07 1348 1503,104 13930 -0,0111 0,0219 0,097 0,0753
203,71 1234 1902,366 13930 -0,04801 0,0237 0,097 0,0735
V
66,39 857 202,0839 13930 0,04699
6 0,0165 0,043 0,0265
99,59 935 454,6889 13930 0,03448
7 0,0174 0,043 0,0256
132,79 982 808,3358 13930 0,01247
5 0,0189 0,043 0,0241
165,98 1008 1263,02 13930 -0,01829 0,0209 0,043 0,0221
5
199,18 1003 1818,755 13930 -0,05856 0,0234 0,043 0,0196
232,38 977 1600 13930 -0,04473 0,0263 0,043 0,0167
265,58 919 3233,343 13930 -0,16611 0,0299 0,043 0,0131
298,77 841 4092,2 13930 -0,23339 0,0339 0,043 0,0091
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
-0.1
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
Caracteristica dinamica
IIIIIIIVV
V [km/h]
D [-]
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
-0.08-0.040.000.040.080.120.160.200.240.280.320.360.400.440.48
IIIIIIIVVViteza maxima tr IViteza maxima tr IIViteza maxima tr III
V [km/h]
D [-]
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
-0.1
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
Caracteristica dinamica
IIIIIIIVVpanta max tr Ipanta max tr Ipanta max tr IIIpanta max tr IVpanta max tr V
V [km/h]
D [-]
V [km/h] R rul [N]
Ra [N] (Vv=15km/
h)Rp [N] Rt [N] Rt/Ga
0 210 1 2418 2629 0,18872936
30 213 4,42 2418 2635 0,18919024
50 216 12,301 2418 2646 0,18997136
60 219 17,71 2418 2655 0,19057502
90 223 39,85 2418 2681 0,19245154
130 261 83,16 2418 2762 0,19828859
150 280 110,71 2418 2809 0,20163029
165 297 133,966 2418 2849 0,20452017
0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800.18
0.185
0.19
0.195
0.2
0.205
0.21
Caracteristica dinamica
IIIIIIIVVRegim de miscare
V [km/h]
D [-
]
V [km/h] Ft [N] phi [-] Zm [N] phi zb [-] Ra [N] Ft zb
[N] Dphi [-]
I10,31 5521 0,6 13615 0,18 3 2451 0,1815,45 6026 0,6 13615 0,18 9 2451 0,1820,61 6329 0,6 13615 0,18 18 2451 0,1725,76 6497 0,6 13615 0,18 22 2451 0,1730,91 6464 0,6 13615 0,18 31 2451 0,1736,06 6295 0,6 13615 0,18 47 2451 0,1741,21 5925 0,6 13615 0,18 66 2451 0,1746,36 5420 0,6 13615 0,18 73 2451 0,17
II 13615
16,93 3360 0,6 13615 0,18 8 2451 0,1825,39 3668 0,6 13615 0,18 24 2451 0,1733,86 3852 0,6 13615 0,18 49 2451 0,1742,32 3954 0,6 13615 0,18 60 2451 0,1750,78 3934 0,6 13615 0,18 84 2451 0,1759,25 3832 0,6 13615 0,18 127 2451 0,1767,71 3606 0,6 13615 0,18 178 2451 0,1676,17 3299 0,6 13615 0,18 198 2451 0,16
III 13615 0,1827,79 2047 0,6 13615 0,18 21 2451 0,1741,69 2234 0,6 13615 0,18 65 2451 0,1755,59 2346 0,6 13615 0,18 133 2451 0,1769,48 2409 0,6 13615 0,18 161 2451 0,1683,38 2396 0,6 13615 0,18 225 2451 0,1697,27 2334 0,6 13615 0,18 341 2451 0,15111,17 2196 0,6 13615 0,18 481 2451 0,14125,07 2009 0,6 13615 0,18 533 2451 0,14
IV 1361545,27 1257 0,6 13615 0,18 57 2451 0,1767,90 1371 0,6 13615 0,18 173 2451 0,1690,54 1440 0,6 13615 0,18 354 2451 0,15113,17 1479 0,6 13615 0,18 428 2451 0,15135,81 1471 0,6 13615 0,18 598 2451 0,13158,44 1433 0,6 13615 0,18 905 2451 0,11181,07 1348 0,6 13615 0,18 1276 2451 0,08203,71 1234 0,6 13615 0,18 1414 2451 0,07
V 1361566,39 857 0,6 13615 0,18 122 2451 0,1799,59 935 0,6 13615 0,18 373 2451 0,15132,79 982 0,6 13615 0,18 761 2451 0,12165,98 1008 0,6 13615 0,18 920 2451 0,11199,18 1003 0,6 13615 0,18 1285 2451 0,08232,38 977 0,6 13615 0,18 1600 2451 0,06265,58 919 0 0,00298,77 841 0 0,00
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
-0.1-0.05
2.77555756156289E-170.05
0.10.15
0.20.25
0.30.35
0.40.45
0.50.55
V [km/h]
D [-]
2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor
2.3.1. Definirea si 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 SV, cand motorul functioneaza la sarcina totala.
D=Ψ +
δg∗dv
dt
a=gδ∗( D−Ψ )[ m
s2 ],unde δ=1+δ '+δ' '∗isj2
iar δ '=0.025 ..0.04 0
siδ ' '=0.011..0.01 4
Se alege : δ '=0.03
δ ' '=0.013
Pentru treapta a VI-a se alege δ=1.
V [km/h] Psi [-] D [-] d a [m/s^2] a medie 1/a [s2/m]
I
10,31 0,0161 0,396001 1,069 3,55 0,281
15,45 0,0160 0,431816 1,069 3,89 0,257
20,61 0,0160 0,452956 1,069 4,09 0,245
25,76 0,0160 0,464254 1,069 4,19 3,89 0,238
30,91 0,0160 0,460876 1,069 4,16 0,240
36,06 0,0160 0,447657 1,069 4,04 0,248
41,21 0,0161 0,419763 1,069 3,78 0,265
46,36 0,0161 0,382027 1,069 3,42 0,292
II
16,93 0,0160 0,240284 1,058 2,12 0,472
25,39 0,0160 0,261169 1,058 2,32 0,431
33,86 0,0160 0,272757 1,058 2,43 0,412
42,32 0,0161 0,277989 1,058 2,48 2,27 0,404
50,78 0,0161 0,273925 1,058 2,44 0,410
59,25 0,0162 0,263506 1,058 2,34 0,428
67,71 0,0164 0,24379 1,058 2,15 0,465
76,17 0,0165 0,217718 1,058 1,90 0,526
III
27,79 0,0160 0,144381 1,051 1,22 0,819
41,69 0,0161 0,15 1,051 1,32 0,75855,59 0,0163 0,16 1,051 1,35 0,74069,48 0,0163 0,16 1,051 1,34 1,16 0,74783,38 0,0166 0,15 1,051 1,26 0,79397,27 0,0170 0,14 1,051 1,14 0,880111,17 0,0175 0,117 1,051 0,95 1,056
125,07 0,0177 0,092758 1,051 0,71 1,401
IV45,27 0,0161 0,08346 1,047 0,64 1,55367,90 0,0164 0,08328 1,047 0,64 1,564
90,54 0,0170 0,076428 1,047 0,57 1,762
113,17 0,0173 0,064005 1,047 0,45 0,20 2,242
135,81 0,0180 0,044909 1,047 0,26 3,891
158,44 0,0193 0,02024 1,047 0,01 111,979181,07 0,0209 -0,0111 1,047 -0,31 -3,268
203,71 0,0215 -0,04801 1,047 -0,66 -1,505V
66,39 0,0162 0,046996 1,045 0,29 3,395
99,59 0,0171 0,034487 1,045 0,17 6,012
132,79 0,0187 0,012475 1,045 -0,06 0,01 -16,811
165,98 0,0194 -0,01829 1,045 -0,36 -2,774199,18 0,0210 -0,05856 1,045 0,01 8,000232,38 0,0239 -0,04473 1,045 -0,66 -1,522265,58 -0,16611 1,045 -1,59 -0,629298,77 -0,23339 1,045 -2,23 -0,448
0 50 100 150 2000.0
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
3.0
3.5
4.0
4.5
caracteristica acceleratiilor
IIIIIIIvV
V [km/h]
a [m
/s2]
2.4. Trasarea caracteristicii de demarare
2.4.1. Trasarea caracteristicii timpului de demarare in functie de viteza
1/a1 1/a2 1/a3 1/a4 1/a5 1/a60,15448
8 0,21004 0,286541
0,394218 0,76165 0,99814
7
0,15194 0,206567 0,28182 0,38787
50,75327
90,99425
40,14970
40,20352
60,27770
70,38242
20,74742
80,99513
70,14775
70,20088
40,27415
70,37779
40,74398
41,00082
30,14607
90,19861
40,27113
10,37393
60,74288
21,01147
70,14465
30,19669
40,26859
70,37080
40,74410
1 1,02742
0,143465
0,195103 0,26653 0,36836
40,74766
31,04914
70,14250
50,19382
80,26490
9 0,36659 0,753637
1,077375
0,141764
0,192856
0,263718
0,365463
0,762139
1,113099
0,141235
0,192178
0,262946
0,364971
0,773337
1,157692
0,140913
0,191789
0,262587
0,365109
0,787464
1,213053
0,140796
0,191684
0,262636
0,365878
0,804827
1,281839
0,140883
0,191863
0,263093
0,367287
0,825827
1,367847
0,141174
0,192328
0,263964 0,36935 0,85098
21,47665
50,14167
20,19308
30,26525
70,37208
90,88096
4 1,61676
0,142382
0,194134
0,266983
0,375534 0,91665 1,80173
90,14330
90,19549
1 0,26916 0,379723
0,959197
2,054646
0,144462
0,197167 0,27181 0,38470
51,01015
2 2,41798
0,145852
0,199178
0,274958
0,390539
1,071625
2,979571
0,147492
0,201543
0,278639
0,397296
1,146558
3,954865
0,14939 0,20428 0,28289 0,40506 1,23917 6,05065
8 7 3 5 1 20,15158
90,20743
80,28776
80,41395
21,35573
513,7223
70,15408
90,21103
20,29332
20,42408
61,50596
8-
41,08450,15692
50,21510
80,29962
40,43562
21,70577
5-
7,913270,16013
10,21971
8 0,30676 0,448754
1,983089
-4,28787
0,163744
0,224919
0,314829
0,463715
2,391856
-2,89958
0,167814
0,230782
0,323954
0,480798
3,051495
-2,16752
0,172395
0,237394
0,334283
0,500367
4,289409 -1,7163
0,177557
0,244859 0,346 0,52288
67,44281
2-
1,41092
0 50 100 150 200 250 3000
2
4
6
8
10
12
14
16
Inversul acceleratiei
1/a11/a21/a31/a41/a51/a6
Sd1 Sd2 Sd3 Sd4 sd5 sd60 0 0 0 0 0
0,117312
0,289717
0,717992
1,806133
11,49135
23,69915
0,252188
0,622805
1,543667
3,885259
24,87732
51,75318
0,404476
0,998923
2,476391
6,237137
40,23939
84,57942
0,57419 1,418144
3,516593
8,864429
57,69404
122,7403
0,761497
1,880932
4,665706
11,77258
77,39556
166,9753
0,966714
2,388124
5,926138
14,96975 99,5406 218,248
21,19030
32,94092
8 7,30126 18,46688
124,3748
277,8157
1,432874
3,540922
8,795427
22,27776
152,2016
347,3275
1,695188
4,190069
10,41401
26,41922 183,395 428,975
11,97816
14,89073
712,1634
730,9113
5218,415
5525,717
82,28287
95,64572
214,0514
235,7778
3257,832
3641,635
62,61061
16,45829
216,0867
641,0463
8 302,354 782,5002
2,96282 7,33222 18,2798 46,7492 352,869 956,738
4 8 4 6 13,34120
88,27188
620,6424
452,9238
6410,506
61177,13
93,74769
99,28226
923,1883
8 59,6137 476,7137
1464,084
4,184517
10,36912
25,93339
66,86923
553,3807
1852,137
4,654202
11,53901
28,89565
74,74919
643,0169
2404,962
5,159665 12,7995 32,0960
983,3221
4749,024
93254,07
25,70424
614,1592
735,5589
492,6684
2876,133
74722,00
26,29178
815,6283
639,3122
8102,882
61031,11
17866,76
86,92672
317,2183
443,3888
3114,076
71223,99
219357,6
77,61418
518,9426
847,8268
3 126,384 1470,318
-62674,8
8,360142 20,8171 52,6712
8139,964
51795,50
4-
13014,99,17156
922,8600
157,9753
7155,011
52244,16
7-
7581,8510,0566
625,0931
463,8024
6171,761
12902,45
8-
5497,76
11,0251 27,5423 70,22852 190,504 3961,05
9-
4396,2512,0884
230,2383
277,3454
2211,602
25942,72
7-
3715,3613,2604
333,2183
985,2652
8235,512
710982,5
1-
3253,01
0 50 100 150 200 250 3000
5000
10000
15000
20000
25000Spatiul de demarare
Sd1Sd2Sd3Sd4Sd5Sd6
V[km/h]
Sd[m
]
td1 td2 td3 td4 td5 td60 0 0 0 0 0
0,057016
0,104473
0,192103
0,357444
1,256468
2,073017
0,112354
0,205871
0,378599
0,704839
2,493418
4,149717
0,166339
0,304798
0,560638
1,044463
3,722895
6,260141
0,219266
0,401805
0,739266
1,378396
4,956506
8,435713
0,271407
0,497399
0,915446
1,708565
6,205797
10,71084
0,323015
0,592053 1,09008 2,03678
87,48260
913,1248
20,37432
90,68621
31,26402
52,36480
88,79946
115,7242
70,42557
9 0,78031 1,438107
2,694328
10,16997
18,56647
0,476989
0,874764
1,613137
3,027037
11,60932
21,72407
0,528781
0,969991
1,789923
3,364645
13,13488
25,29213
0,581177
1,066409
1,969281
3,708908
14,76695
29,39895
0,634401
1,164443
2,152052
4,061659
16,52973
34,22351
0,688688
1,264537
2,339108
4,424845
18,45267
40,02469
0,744281
1,367152
2,531375
4,800557
20,57224
47,19318
0,801437
1,472779
2,729839
5,191076
22,93456
56,34932
0,860432
1,581946
2,935572
5,598921
25,59902
68,54291
0,921565
1,695228
3,149745
6,026901
28,64385
85,70521
0,985163
1,813252
3,373656 6,47819 32,1744
4111,823
21,05158
61,93671
83,60875
66,95640
836,3366
7156,671
81,12123
72,06640
53,85668
17,46572
641,3387
2252,311
91,19456
72,20319
54,11929
58,01099
647,4886
5600,833
5
1,27209 2,348091 4,39874 8,59791
955,2629
5-
1884,541,35439
22,50224
44,69749
89,23326
2 65,4403 -379,481
1,442146
2,666987 5,01847 9,92513
579,3869
3-
214,5651,53613
82,84387
45,36507
910,6833
799,7402
9 -151,14
1,637286
3,034737
5,741399
11,52001
132,3371
-117,501
1,746676
3,241749 6,15233 12,4500
1193,177
6-
96,6188
1,8656 3,467515
6,603822
13,49218
347,6087
-82,3691
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 2800
100
200
300
400
500
600
700
Timpul de demarare
td1td2td3td4td5td6
V[km/h]
t[s]
Capitolul III
Studiul solutiilor posibile pentru schimbătorul de viteze si alegerea solutiilor
1.1 Scurta justificare a prezentei schimbatorului de viteze pe automobil
Schimbatorul de viteze este al doilea organ al transmisiei automobilului, in sensul de transmitere a miscarii de la motor, având următoarele functii:
- permite modificarea fortei de tractiune in functie de variatia rezistentelor la înaintare- permite mersul inapoi al automobilului, fara a inversa sensul de rotatie a motorului- realizează întreruperea îndelungata a legăturilor dintre motor si restul transmisiei in
cazul in care automobilul sta pe loc cu motorul in functiune
Schimbatorul de viteze a unui automobil trebuie sa îndeplinească următoarele conditii:
- sa asigure calitati dinamice si economice bune - sa prezinte siguranta in timpul functionarii- sa prezinte o constructie simpla, rezistenta si sa fie usor de manevrat- sa prezinte o functionare fara zgomot si sa aibă un randament cat mai ridicat- sa aibă o rezistenta mare la uzura- sa fie usor de intretinut
1.2 Prezentarea unui schimbător de viteze asemănător cu cel care se proiectează si evidentierea solutiior constructive
Schimbătorul de viteza din Fig. 16 este de tip monobloc şi înglobează în aceeaşi carcasă şi diferenţialul. Transmisia este dispusa transversal împreuna cu motorul.
Schimbătorul de viteza este de tipul celor cu 2 arbori si are 5 trepte de viteza de mers înainte sincronizate, treapta a patra fiind cea de priza directa si o treapta de mers înapoi nesincronizata. Mecanismul reductor se compune din doi arbori: primar si secundar si un carter. Schimbătorul de viteza cu doi arbori este dispus intr-un carter comun cu diferentialul si cu transmisia principala. Transmiterea momentului motor intre cei doi arbori se face in toate treptele prin intermediul unui singur angrenaj de roti dinţate. De aceea randamentul unui astfel de schimbător de viteze este mai mare comparativ cu schimbătorul de viteze cu trei arbori.
Diversele trepte ale cutie de viteze se obtin prin deplasarea pe arborele secundar a sincronizatoarelor. La schimbătorul de viteze cu doi arbori se obtine o treapta de pseudo priza directa prin cuplarea directa a treptei corespunzatoare cu ajutorul sincronizatorului.
Treapta de mers înapoi utilizează un pinion suplimentar fara sincronizator montat pe un arbore separat, dimensiunea pinionului fiind aleasa astefl incat sa se obtina forta de tractiune necesara pentru mersul înapoi.
Fig.16 Schimbător de viteze asemănător cu cel care se proiectează
Sincronizatoarele folosite sunt de tip BORG-WARNER si avem cate unul pentru perechile de trepte: 2+1, 4+3, si pentru treapta a 5-a. Astfel avem 5 trepte sincronizate pentru mersul înainte şi o treaptă nesincronizată pentru mersul înapoi.
In figura Fig. 17 este prezentat mecanismul de comanda a schimbătorului de viteze care are rolul de a cupla si decupla perechile de roti dintate cu scopul obtinerii diferitelor trepte.
Comanda treptelor se face manual. Comanda manuala este la rândul ei directa, cu maneta pe capacul cutiei de viteze. Maneta este prevăzuta cu o articulatia sferica pentru a putea oscila in locasul sferic, cu scopul executării operatiilor de cuplare a treptelor. In capacul schimbătorului de viteze pot culisa mai multe tije, pe care sunt fixate furcile ce comanda sincronizatoarele. Aceste furci au niste locasuri in forma de U, in care intra capatul inferior al levierului schimbătorului de viteze. Pentru cuplarea unei trepte, conducătorul deplasează maneta in plan transversal, in dreapta sau stinga, astfel incit capătul inferior al manetei sa
Fig.17 Mecanismul de comanda a schimbătorului de viteze
intre in locasul in forma de U al tijei respective. Apoi, prin deplasarea manetei in plan longitudinal, înainte sau înapoi, tija culisează si deplasează odată cu ea furca pe care o poarta, cuplând treapta corespunzătoare. Rezulta ca, pentru cuplarea unei trepte, sunt necesare doua operatii: selectarea (alegerea) treptei si cuplarea propriu-zisa a treptei.
Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor. Sistemul de comanda a cuplării este cu bile. Astfel pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta, are pe partea superioara trei locasuri semisferice in care intra o bila astfel incat sa nu permită deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducător.
Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplări concomitente a mai multor trepte, blocarea treptelor de viteza obtinandu-se prin intermediul unor bile prevazute intr-un locas lateral aflat in fiecare tija.
Carterul schimbătorului de viteze se compune din carterul propriu-zis si din capacele superior, anterior, posterior si lateral.
1.3 Prezentarea si analiza solutiilor constructive pentru componentele schimbătorului de viteze
Arborele primar face corp comun cu pinionul angrenajului permanent si serveste drept reazem pentru arborele secundar. Arborele primar al cutiei se reazemă pe doi rulmenţi. Numai un rulment preia forte axiale, celalalt are posibilitatea sa se deplaseze axial. In Fig. 18 este prezentat cazul in care avem un rulment cilindric cu bile în partea dinspre ambreiaj 2 (inelul interior este presat pe arbore) si unul cilindric cu role în partea dinspre capacul schimbatorului de viteze 1.
Lagarul din fata al arborelui este dispus in volantul motorului fiind un lagăr cu rulmenti radiali, rulmentul 1 putându-se sprijini fie in arborele cotit 5 si in volantul 3, Fig. 19 a, fie doar in volant, Fig. 19 b, ceea ce este mai usor de realizat tehnologic. Unele autoturisme au lagărul anterior sub forma unui lagăr de alunecare sau un lagăr cu rulmenti cu role ace, Fig 19 c.
Lagărul din spate al arborelui se gaseste in carterul schimbătorului de viteze si preia si forte axiale. In general, lagărul posterior este un lagăr cu rulmenti radiali cu bile. Una dintre solutiile cele mai des întâlnite o regăsim in Fig. 20 si prezintă solutia la care inelul exterior al rulmentului este fixat in orificiul carterului de catre inelul elastic 4 si flansa 7. Dimensiunile lagarului posterior al arborelui primar se adopta adesea nu pe baza de calcul, si din considerente constructive, astfel incat arborele primar impreuna cu pinionul sa se introduca prin orificiul lagarului.
Fig.18 Arborele primar si solutii de rulmenti pentru arborele primar
Fig.19 Solutii constructive pentru lagărul din fata al arborelui primar
Dimensiunile lagărului posterior al arborelui primar se adopta adesea nu pe baza de calcul, ci din considerente constructive, astfel incat arborele primar împreuna cu pinionul sa se introducă prin orificiul lagărului.
Arborele secundar al schimbătorului de viteze se sprijină cu partea anterioara pe arborele primar, iar cu partea posterioara in carterul schimbătorului de viteze. Lagărul anterior al arborelui secundar in majoritatea cazurilor este un lagăr cu rulmenti role-ace fara inel interior si exterior. O vedere explodata a arborelui secundar o intalnim in figura Fig. 21 in care putem identifica următoarele elemente: saiba distantiera (1), pinion treapta a IV-a (2) , inel sincronizator (3), butuc sincronizator tr. III-IV (4), siguranta (5), distantier (6), inel sincronizator (7), pinion treapta a III-a (8), distantier (9), siguranta (10), distantier (11), pinion treapta a II-a (12 ), distantier (13), siguranta (14), inel sincronizator (15), sincronizator tr. I-II (16), inel sincronizator (17), pinion treapta I (18).
Fig.20 Solutie constructiva pentru lagărul din spate al arborelui primar
O vedere explodata a arborelui secundar impreuna cu treptele de viteza corespunzatoare rotilor dintate de pe acesta este prezentata in figura Fig. 22.
Arborele secundar este prevăzut cu caneluri pe care se monteaza sincronizatoarele pentru obtinerea treptelor prin roti dintate permanent angrenate. Rotile dintate de pe arborele secundar se rotesc libere ele fiind cuplate in procesul schimbarii treptelor prin intermediul sincronizatoarelor solidare cu arborele (Fig. 23).
Fig.23 Solutie constructiva pentru montarea rotilor dintate pe arborele secundar
Fig.22 Solutii constructive pentru arborele secundar (vedere explodata)
In Fig. 24 se prezinta cazul in care roata dintata este montata pe arborele secundar prin intermediul unui rulment cu role-ace. Ungerea se realizeaza prin canalul 10 din interiorul arborelui.
Cuplarea treptelor cu sincronizatoare
Prin sincronizare se urmareste ca, înainte de cuplarea treptei, vitezele unghiulare ale rotilor ce urmeaza a fi in angrenare sa se egalizeze, astfel incit cuplarea acestora sa se faca fara socuri. Avantajele sincronizarii sunt urmatoarele: se elimina zgomotele, se mareste durabilitatea rotilor dintate, se usureaza conducerea prin micsorarea timpilor morti intre schimburile treptelor de viteze.
Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare este prezentat in Fig. 25. Pinionul 1 al arborelui primar se afla in angrenare permanenta cu roata dintata 17 a arborelui intermediar. Roata dintata 7 este montata liber pe arborele secundar si este in angrenare permanenta cu roata dintata 18 a arborelui intermediar. Pinionul 1 si roata dintata 7 sunt executate dintr-o singura bucata cu coroanele dintate 2 si, respectiv 6 si sunt prevazute cu suprafete tronconice 13 si 14. Intre pinionul 1 si roata7, pe partea canelata a arborelui secundar, se afla mansonul 11 al sincronizatorului prevazut la exterior cu o dantura cu dinti drepti si cu trei crestaturi longitudinale 15 in care intra piedicile 3, având in mijloc un orificiu. Pe dantura exterioara a mansonului se gaseste dispusa coroana culisanta 10, prevazuta cu dantura interioara. Coroana este prevazuta la exterior cu un guler pentru furca de actionare 4, iar pe suprafata dintata interioara are un santulet inelar semicircular 8, in care intra bilele 5 ale dispozitivului de fixare. Aceste bile se gasesc sub actiunea arcurilor 19,dispuse in orificiile radiale ale mansonului
Fig.24 Solutie constructiva pentru fixarea rotilor libere pe arborele secundar
.
De ambele parti ale mansonului, pe suprafetele conice 13 si 14, se gasesc dispuse inelele de blocare din bronz 9, prevazute cu coroanele dintate 12, avind acelasi pas ca si coroanele dintate 2 si 6 din dantura interioara a coroanei 10. Partile frontale ale dintilor inelelor de blocare si ai coroanelor rotilor dintate, la partea dinspre manson, sunt tesite sub acelasi unghi ca si dintii interiori ai coroanei 10. In fiecare inel de blocare, la partea frontala dinspre manson, sunt executate 3 ferestre 16 in care intra capetele pastilelor 3.
Datorita faptului ca partea centrala a pastilelor este asezata in crestaturile 15, iar partile laterale in ferestrele inelelor de blocare, mansonul si inelele se rotesc impreuna. Latimea ferestrelor 16 din inelele de blocare este mai mare decât latimea pastilelor 3 cu un joc putin mai mare decit jumatate din grosimea dintilor. Din acest motiv, inelele de blocare au posibilitatea unei deplasari unghiulare in raport cu mansonul, cu un unghi determinat de jocul dintre pastile si peretii laterali ai ferestrelor 16, dintii inelului se rotesc in raport cu dintii coroanei 10 cu o jumatate din grosimea lor împiedicând deplasarea coroanei in directia rotii dintate care urmeaza sa se cupleze. In aceasta consta actiunea de blocare al inelelor.
Functionarea sincronizatorului in vederea cuplarii unei trepte cuprinde mai multe etape. In continuare se prezinta functionarea sincronizatorului la cuplarea prizei directe.
Sub actiunea momentului de frecare, se produce egalarea vitezelor arborelui secundar si pinionului 1 (care realizeaza prin cuplare priza directa). Pentru aceasta coroana si mansonul, solidarizate prin bilele 5, împreuna cu pastile 3, se deplaseaza spre stânga cu ajutorul furcii 4. Pastilele, sprijinindu-se cu capetele de ferestre inelelui de blocare 9, apasa acest inel pe suprafata conica 13. Datorita frecarii care ia nastere intre suprafetele conice in contact, inelul de blocare se roteste in raport cu mansonul, in sensul rotirii rotii dintate 1, cat ii
Fig.25 Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare
permite jocul dintre pastilele 3 si ferestrele 16 ale inelului. In urma rotatiei inelului de blocare, cu un sfert de pas, dintii inelului vin partial in dreptul dintilor coroanei 10, împiedicând deplasarea coroanei spre pinionul 1, pana când vitezele unghiulare ale pinionului 1 si a arborelui secundar nu se egalează. Efortul axial transmis de conducator asupra coroanei si mansonului se transmite inelului de blocare, care, apăsând asupra suprafetei conice 13, da nastere la o forta de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare.
Dupa ce viteza de rotatie a arborelui primar si cea a inelului de blocare devin egale, componenta tangentiala a fortei de apasare dintre tesiturile dintilor coroanei si ai inelului devine suficienta pentru a roti inelul de blocare in sens opus rotatiei arborelui primar. La rotirea inelului de blocare, chiar cu un unghi mic, dintii coroanei intra in angrenare cu dintii inelului de blocare, iar interactiunea dintre tesiturile dintilor inceteaza, si cu aceasta frecarea dintre suprafetele conice ale inelului de blocare si ale arborelui primar. In aceasta situatie, coroana 10 se poate deplasa in lungul mansonului dupa invingerea fortei arcurilor 17, prin împingerea bilelor in lacasul de placute, iar dantura ei va angrena cu dantura 2 a rotii 1, cuplând treapta fara soc si fara zgomot.
Sincronizatorul cu servoefect (Fig. 27) a fost patentat de firma Porsche si el asigura solidarizarea la rotatie a rotilor dintate 3 si 10 cu arborele 4. Fiecare roata are fixata pe ea cate o piesa de cuplare 8 cu dantura exterioara. Pe corpul cilindric al acestor piese se monteaza cate un segment elastic 2 (inelul sincronizatorului), asigurat axial cu un inel de siguranta 15 si pozitionat pe piesa de cuplare 8 prin pintenul 16 care intra in fanta segmentului. Suprafata exterioara a segmentilor elastici este profilata, fiind compusa dintr-o suprafata conica racordata la o suprafata cilindrica. Butucul 6 al sincronizatorului este montat pe canelurile arborelui 4 si are la exterior trei ghidaje 7 pe care poate culisa mansonul 1 daca este comandat
Fig.26 Fazele procesului de sincronizare ale sincronizatorului conic cu inertie cu inele de blocare
de furca. Pe interiorul mansonului este prelucrata dantura de cuplare intrerupta in trei locuri de locasurile 11 pentru ghidajele butucului. Diametrul interior al mansonului este mai mic decat diametrul exterior al inelelor elastice.
La inceputul cuplarii sub actiunea furcii de comanda, mansonul 1 se deplaseaza spre pinion si intra in contact cu portiunea conica a segmentului elastic 2 determinand comprimarea acestuia si aparitia unui moment de frecare intre inelul solidar la rotatie cu roata prin piesa 8 si dintii mansonului. Fortele de frecare care apar actioneaza in sensul deschiderii segmentului; se mareste momentul de frecare si se impiedica deplasarea mansonului in sensul cuplarii cu dantura piesei 8. Sincronizatorul prezinta astfel un efect de autoamplificare, mentinut pana la egalizarea vitezelor unghiulare ale rotii si arborelui care se produce foarte rapid. Dupa egalizarea acestor viteze unghiulare, mansonul poate comprima inelul care intra in santul central a danturii mansonului si se produce cuplarea, mansonul fiind mentinut in aceasta pozitie de elasticitatea inelului si impiedicandu-se decuplarea accidentala a treptei.
Rotile dintate folosite atat la arborele primar cat si la cel intermediar sunt roti dintate cu dantura inclinata (Fig. 27). In general, rotile dintate ale treptelor inferioare (cu diametru mic) fac corp comun cu arborele, iar rotile dintate ale treptelor superioare sunt confectionate separat si se monteaza pe rulmenti cu role ace pe arbore.
Fig.26 Sincronizatorul cu servoefect (Porsche)
`
Comanda treptelor se realizeaza prin intermediul unor leviere (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda interna).
Comanda directa cu maneta asezata pe capacul schimbatorului de viteze este reprezentata in Fig. 28.
Maneta este prevazuta cu articulatia sferica 8,pentru a putea oscila in locasul sferic 7 al cutiei de viteze,cu scopul executarii operatiilor de cuplare a treptelor. In capacul 7 pot culisa tijele 5 si 6,pe care sunt fixate furcile 4 si,respectiv 3. Aceste furci au niste locasuri in forma
Fig.27 Tipuri de roti dintate folosite la schimbătorul de viteze
de U, in care intra capatul inferior al manetei 1. Fiecare furca poate comanda succesiv doua trepte. Articulatia sferica 8 este apăsata in locasul sau de arcul 2.
Pentru cuplarea unei trepte, conducatorul deplaseaza maneta 1, in plan transversal, in dreapta sau stânga (sagetile A-A), astfel incat capatul inferior al manetei sa intre in locasul in forma de U al tijei 5, respectiv 6. Apoi, prin deplasarea manetei in plan longitudinal, înainte sau inapoi (sagetile B-B), tija culiseaza si deplazeaza odata cu ea furca pe care o poarta, cuplând treapta corespunzatoare.
Rezulta ca, pentru cuplarea unei trepte, sunt necesare doua operatii: selectarea (alegerea) treptei si cuplarea propriu-zisa a treptei
Ansamblul comenzii externe este situat la partea superioara a cutiei de viteze prinderea sa pe carterul mecanisme realizându-se prin intermediul unor suruburi (22). Aceasta comanda este formata din levierul (2) si bieleta sa (24) ce asigura deplasarea axiala a axului de comanda (Fig.29).
Fig.28 Ansamblul comenzii directe cu maneta asezata pe capacul schimbătorului de viteze
Ansamblul comenzii interne pentru fiecare treapta de viteza in parte este prezentat in Fig. 30. De asemenea, tot in aceasta figura sunt incluse si vor fi prezentate mai pe larg mai jos si sistemele de siguranta si anume mecanismul de fixare si sistemul de blocare.
Fig.29 Ansamblul comenzii externe a treptelor schimbătorului de viteze
Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor si este prezentat in Fig. 31. La automobile, dispozitivele de fixare cele mai raspindite sint cele cu bile.
Pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta 3, are pe partea superioara trei locasuri semisferice in care intra bila 1, apasata de arcul 2. Locasurile extreme ale tijei 3 corespund celor doua trepte pe care le realizeaza furca respectiva, iar cel din mijloc pozitiei neutre. Distantele dintre aceste locasuri trebuie astfel alese incit bila 1 sa nu permită deplasarea de la sine a tijei culisante 3 datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator.
Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte.
In Fig. 32 este prezentata schema de functionare a dispozitivului de blocare a treptelor unei cutii de viteze cu patru trepte.
Zavorirea treptelor de viteza se obtine prin practicarea unui locas lateral in fiecare tija 2, astfel incit boltul (zavorul) 1 sa impidice cuplarea simultana a doua trepte. Unele scheme de organizare prevad in locul boltului 1, cite doua bile.
Fig.31 Dispozitivul de fixare
Tijele culisante extreme 1 si 5 sint prevazute in plan orizontal pe partea interioara cu cite un locas semisferi. Tija centrala 3 este prevazuta in plan orizontal cu cite doua locasuri semisferice. In dreptul locasurilor, tija centrala este prevazuta cu un orificiu in care se monteaza stiftul 4, intre tijele extreme si tija centrala se gasesc cite doua bile (zavoare) 2 si 6.
In pozitia neutra, toate locasurile se afla pe aceeasi linie, iar intre bile si locasuri exista un joc mic. Daca se deplaseaza tija centrala ea va actiona asupra bilelor 2 si 6, care vor iesi din locasurile ei, si le va obliga sa intre in locasurile tijelor 1 si 5. Astfel, tijele extreme 1 si 5 se vor zavori sin u se vor elibera pina cind tija centrala 3 este readusa in pozitia neutra.
In cazul deplasarii tijei extreme 1 se va actiona asupra bilelor 2, scotindu-le din locasul e isi obligindu-le sa inter in locasul tijei centrale 3. In momentul in care bilele 2 au intrat in locasul tijei centrale, ele vor deplasa stiftul 4 din locas in locasul din cealalta parte a tijei 3. Prin aceasta deplasare, stiftul 4 va deplasa bilele 6 sa intre in locasul tijei 5. In acest fel, tijele 3 si 5 sint zavorite in pozitia neutra: Prin deplasarea tijei 5 se vor zavori tijele 1 si 3.
O alta solutie constructiva pentru dispozitivul de blocare este prezentata in Fig. 33.
Fig.32 Solutie constructiva a dispozitivului de blocare
Dispozitivul de blocare pentru mers înapoi este realizat sub forma scoabei 2 apăsata in jos de arcul1. Maneta 3 nu poate intra in locasul tijei culisante a mersului inapoi decat dupa ridicarea scoabei 2 cu ajutorul mânerului 4 si a tijei 5 deasupra umărului furcii respective.
Blocarea axelor de comanda se poate face si prin intermediul unor stifturi cilindrice 16 (Fig.35), stifturi ce se gasesc in orificii din carterul ambreiaj-diferential.
Ansamblul de elemente 4 din Fig.34 reprezinta dispozitivul LOCTEAU ce nu permite cuplarea accidentala a treptei de mers inapoi atunci cand se trece din treapta a V-a in treapta a IV-a .
Fig.33 Solutie constructiva a dispozitivului de blocare pentru treapta de mers inapoi
Carterul mecanisme
In Fig.35 se prezinta carterul mecanisme (1) al C.V. impreuna cu elementele ce se monteaza pe acesta.
Capacul din tabla ambutisata (8) prevăzut cu garnitura din cauciuc (7) asigura spatiul necesar treptei corespunzătoare acelei pozitii din schimbătorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se monteaza pe carterul schimbatorului de viteze. prin intermediul a trei suruburi (9), si este prevăzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion – arbore primar.
RENIFLARDUL (3) prevazut cu furtunul (2) are rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodată acest element din masa plastica asigura si legătura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbătorului de viteze.
Jgheabul din material plastic (13) se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si are rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la interiorul arborelui primar .
Busonul (6) din material plastic prevazut cu garnitura (5) ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia.
In Fig.35 se mai disting:
- contactorul pentru mersul inapoi (12)
- suruburile pentru asamblarea carterului mecanisme cu carterul ambreiaj-diferential (10)
- bucşe de centrare ale carterelor (4 si 11)
Carterul ambreiaj - diferential
Fig.35 Carterul mecanisme
Carterul ambreiaj-diferential (1) din Fig. 36 este realizat din aluminium turnat sub presiune.
La partea anterioara a carterului avem ansamblul rulment de presiune –tub de ghidare (2), ansamblu ce se fixeaza pe carter prin intermediul a doua suruburi (3). La partea inferioara avem in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica (6) ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare – remontare. Tot la partea inferioara a carterului avem busonul de golire (4) prevazut cu garnitura de etansare (5).
Capacul spate poate conţine următoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj 1, palierul axului de comandă al schimbatorului de viteze 2, levierul basculant împreună cu degetul căutător 3, tachetul unei trepte de viteza. Pentru unele schimbătoare de viteze capacul spate mai poate conţine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui
Fig.36 Carterul ambreiaj - diferential
`
secundar împreună cu simeringul său de etanşare. O varianta de capac spate este prezentata in Fig. 37.
1.4 Alegerea justificata a solutiilor constructive pentru schimbatorul de viteze ce se proiecteaza
Schimbătorul de viteza ales este de tip monobloc şi înglobează în aceeaşi carcasă şi diferenţialul. Transmisia este dispusa transversal împreuna cu motorul si din acest motiv se alege schimbătorul de viteza de tipul celor cu 2 arbori cu 5 trepte de viteza, treapta a patra fiind cea de pseudo priza directa. Mecanismul reductor se compune din doi arbori: primar si secundar si un carter. Transmiterea momentului motor intre cei doi arbori se va face cu ajutorul mai multor perechi de roti dinţate.
Arborele primar se va rezema pe doi rulmenţi, numai unul dintre acestia va prelua forte axiale, celalalt aavand posibilitatea sa se deplaseze axial. Se prefera cazul in care avem un rulment cilindric cu bile în partea dinspre ambreiaj (inelul interior este presat pe arbore) si un rulment cilindric cu role în partea dinspre capacul schimbatorului pentru a putea prelua fortele axiale.
Lagarul din fata al arborelui este dispus in volantul motorului fiind un lagăr cu rulmenti radiali, rulmentul putându-se sprijini doar in volant, solutie preferata deoarece este mai usor de realizat tehnologic.
Lagărul din spate al arborelui ce se gaseste in carterul schimbătorului de viteze si preia si forte axiale se alege a fi un lagăr cu rulmenti radiali cu bile, deoarece este una dintre solutiile cele mai des întâlnite la acest tip de automobil. De asemenea se prefera solutia la care inelul exterior al rulmentului, pentru a prelua forte axiale, este fixat in ambele sensuri cu ajutorul unui inel elastic si al unei flanse. Prin strângerea flansei de carcasa se fixează si inelul exterior. Asigurarea concentricitatii capacului cu arborele primar care serveste si la ghidarea mansonului de decuplare a ambreiajului, se realizează tot prin centrarea pe inelul exterior al rulmentului. Inelul interior al rulmentului se fixează pe arborele primar sprijinindu-se in dreapta pe umarul arborelui, iar in stânga este strâns cu ajutorul unei piulite de exemplu cu caneluri care se asigura cu o siguranta. Se prevede de asemenea un manson din cauciuc care va servi la etansarea schimbătorului de viteze.
La schimbătorul de viteze cu trei arbori ales, arborele secundar se va sprijini cu partea anterioara pe un rulment cu role ace montat in partea posterioara a arborelui primar.
Fig.37 Capacul spate al schimbătorului de viteze
`
Arborele secundar al schimbătorului de viteze se sprijină cu partea anterioara pe arborele primar, iar cu partea posterioara in carterul schimbătorului de viteze. Lagărul anterior al arborelui secundar se alege un lagăr cu rulmenti role-ace fara inel interior si exterior pentru un gabarit cat mai redus. Arborele secundar va fi prevăzut cu caneluri pe care se monteaza sincronizatoarele pentru obtinerea treptelor prin roti dintate permanent angrenate. Rotile dintate de pe arborele secundar se rotesc libere ele fiind cuplate in procesul schimbarii treptelor prin intermediul sincronizatoarelor solidare cu arborele.
Sincronizatoarele ce se vor folosi sunt de tip conic cu inertie, cu inele de blocare marca BORG-WARNER deoarece aceste au o fiabilitate si o calitate a fabricatiei dovedita si sunt de asemenea si cele mai folosite tipuri de sincronizatoare pentru acest tip de schimbator de viteze. Astfel vom avea cate un sincronizator pentru fiecare pereche de trepete si anume pentru perechile de trepte: 2+1, 5+3, pentru marsarier si pentru treapta a patra aceasta din urma fiind treapta de priza directa. Astfel avem 5 trepte sincronizate pentru mersul înainte şi o treaptă sincronizată pentru mersul înapoi astfel incat se elimina zgomotele de functionare, se mareste durabilitatea rotilor dintate si se usureaza conducerea prin micsorarea timpilor morti intre schimburile treptelor de viteze. Comanda treptelor se face manual.
Comanda treptelor se va realiza prin intermediul unui levier (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda interna). Comanda directa se va realiza prin intermediul unei manete asezata pe capacul schimbatorului de viteze.
Dispozitivul de fixare a treptelor ce exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor se alege cel cu bile deoarece este cel mai des utilizat mecanism de acest fel. Astfel nu se va permite deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator.
Dispozitivul de blocare a treptelor ce exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte. Blocarea axelor de comanda se va face prin intermediul unor stifturi cilindrice, stifturi ce se gasesc in orificiile din carterul ambreiaj-diferential. De asemenea se va folosi si dispozitivul LOCTEAU ce nu permite cuplarea accidentala a treptei de mers inapoi atunci cand se trece din treapta a V-a in treapta a IV-a .
Carterul mecanisme va fi format dintr-un capac din tabla ambutisata prevăzut cu ogarnitura din cauciuc ce asigura spatiul necesar treptei corespunzătoare acelei pozitii din schimbătorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se va monta pe carterul schimbatorului de viteze. prin intermediul a trei suruburi, si va fi prevăzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion – arbore primar.Reniflardul va fi prevazut cu un furtun ce va avea rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodată acest element din masa plastica va asigura si legătura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbătorului de viteze. De asemenea se prevede si un jgheab din material plastic ce se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si care va avea rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la
interiorul arborelui primar. Ansamblul va fi completat de un busonul din material plastic prevazut cu o garnitura ce vor ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia.
Carterul ambreiaj - diferential va fi realizat din aluminium turnat sub presiune. La partea anterioara a carterului vom avea ansamblul rulment de presiune –tub de ghidare, ansamblu ce se fixeaza pe carter prin intermediul a doua suruburi. La partea inferioara va fi prevazut in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare – remontare. Tot la partea inferioara a carterului vom avea busonul de golire ce va fi prevazut cu o garnitura de etansare.
Capacul spate poate va conţine in functie de conditiile tehnologice următoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj, palierul axului de comandă al schimbatorului de viteze. De asemenea capacul spate va mai putea conţine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui secundar împreună cu simeringul său de etanşare.
Cap 4. Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate
4.1. Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze
Modulele rotilor dintate se determina functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis. O valoare aproximativa a modulului rotilor dintate se
poate determina cu ajutorul diametrului pitch (DP) si anume m = 25.4DP . Avand in vedere ca
momentul maxim ce trebuie transmis este de 200 Nm si ca toate rotile dintate au dantura inclinata rezulta diametrul pitch DP = 10. Astfel , modulul este 2.54. Din STAS 6012-81 se alege ca modul al rotilor dintate valoarea: mn = 2, deoarece se doreste o distanta intre arbori cat mai mica, ceea ce va duce la o foarte buna compactitate a schimbatorului de viteze. Se presupune in continuare ca toate rotile dintate ce intra in calculul schimbatorului de viteze au acelasi modul.
Distanta dintre axe se calculeaza cu ajutorul relatiei:
aw = mn*z pj+ zsj
2cos β j ,j=1,2,…,N;
Pentru compactitate maxima se alege zp = zp min. Numarul minim de dinti se poate alege fie egal cu 14, fie egal cu 17 in functie de tipul danturii (corijata sau necorijata). Se alege
numarul minim de dinti zp1 min = 14 dinti. Pentru rotile primei trepte se adopta unghiul minim de inclinare recomandat si anume 20o.
Cu ajutorul raportului de transmitere is1 se calculeaza numarul de dinti ai rotii dintate de pe arborele secundar, zs1 cu relatia generala:
isj = z sj
zpj
Rezulta astfel: zs1 = is1*zp1 = 4.17 * 14 = 58.38 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zsj si zpj sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs1 = 59 dinti.
Astfel se calculeaza distanta dintre axe si rezulta:
aw = mn*zp 1 min+ zs 1
2 cos β j = 2*
59+142cos 20o = 78 mm;
Cunoscand distanta dintre axe aw = 78 mm si punand conditia ca aceasta distanta sa ramana pentru toate treptele schimbatorului de viteze constanta se calculeaza cu ajutorul rapoartelor de transmitere numerele de dinti pentru restul de trepte ramase, modelarea
facandu-se dupa valorile unghiului .
Pentru treapta a II-a raportul de transmitere este: is2 = 2.59. Se alege zp2 = 21 dinti si rezulta astfel:
zs2 = is2*zp2 = 2.59 * 21 = 54.39 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs2 si zp2 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs2 = 53 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a II-a si anume:
2 = arccos[mn∗(z p 2+zs 2)2∗aw ] = arccos[2∗(21+53)
2∗78 ] = 18.42o.
Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1.6. Se alege zp3 = 29 dinti si rezulta astfel:
zs3 = is3*zp3 = 1.6 * 29 = 46.4 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs3 si zp3 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs3 = 45 dinti. Distanta dintre
arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume:
3 = arccos[mn∗(z p 3+zs 3)2∗aw
] = arccos[2∗(29+45)2∗78 ] = 20.6o.
Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 0.95. Se alege zp4 = 37 dinti si rezulta astfel:
zs4 = is4*zp4 = 0.95 * 37 = 35.15 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs4 si zp4 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs4 = 35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a IV-a si anume:
4 = arccos[mn∗(z p4+zs 4)2∗aw
] = arccos[ 2∗(37+35)2∗78 ] = 22.6o.
Pentru treapta a V-a raportul de transmitere este: is5 = 0.75. Se alege zp5 = 44 dinti si rezulta astfel:
zs5 = is5*zp5 = 0.75 * 44 = 33 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs5 si zp5 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs5 = 29 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a V-a si anume:
5 = arccos[ mn∗(z p 5+zs5)2∗aw ] = arccos[2∗(44+29)
2∗78 ] = 20.6o.
Suma numerelor de dinti pentru fiecare treapta in parte, treptele fiind in ordine crescatoare, este urmatoarea: 73(I), 74(II), 73(III), 72(IV), 73(V).
4.2.2 Determinarea valorilor reale ale rapoartelor de transmitere si trasarea diagramei fierastrau reale
Cunoscandu-se numerele de dinti pentru fiecare roata dintata in parte se pot calcula valorile reale ale rapoartelor de transmitere, precum si erorile fata de valorile teoretice determinate anterior. Astfel:
- pentru treapta I valoarea reala a raportului de transmitere este: is1 = z s1
zp1=59
14=¿ 4.21;
- pentru treapta a II-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is2 = z s 2
zp 2=53
21=¿ 2.52;
- pentru treapta a III-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is3 =z s3
zp 3=45
29=¿ 1.55;
- pentru treapta a IV-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is4 =z s 4
zp 4=35
37=¿ 0.94;
- pentru treapta a V-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is5 = z s5
zp 5=29
44=¿ 0.66;
Erorile se calculeaza cu formula: ε=¿ isj t−i sjdet∨¿is t
¿ *100 [%]. Astfel, rezulta
urmatoarele erori pentru fiecare raport de transmitere:
- pentru treapta I ε=¿4.17−4.21∨ ¿4.17
¿ *100 = 0.95 %;
- pentru treapta a II-a *100 = 2.7 %;
- pentru treapta a III-a *100 = 3.1 %;
- pentru treapta a IV-a ε=¿0.95−0.94∨ ¿0.95
¿ *100 = 1.05 %;
- pentru treapta a V-a *100 = 1.2 %;
Pentru trasarea diagramei ferăstrău se determina viteza inferioara si cea superioară pentru fiecare treapta de viteză cu ajutorul formulelor următoare. De asemenea se au in vedere următoarele :
- n’ = 2200 min -1 ;- n” = 4000 min -1;- i0 = 2.78 ;- rr = 317.5 mm
V’j = 0.377 rr n'
i0 is 1¿¿, j= 1,2,3,….,N
V”j = 0.377 rr n } over {{i} rsub {0} {i} rsub {s1}} {left ({n
n '¿¿¿ j−1 j= 1,2,3,
….,N
- pentru prima treapta de viteză rezultă:
V’1 = 0,377* 0.3175 * 22002,78∗4.21 ( 4000
2200 )1−1
= 18.5 km/h
V”1 = 0,377* 0.3175 * 40002,78∗4.21 ( 4000
2200 )1−1
=¿ 41.2 km/h
- pentru a doua treapta de viteză rezultă:
V’2 = 0,377* 0.3175 * 22002,78∗4.21 ( 4000
2200 )2−1
= 29.8 km/h
V”2 = 0,377* 0.3175 * 40002,78∗4.17 ( 4000
2200 )2−1
= 66.3 km/h
- pentru a treia treapta de viteză rezultă:
V’3 = 0,377* 0.3175 * 22002,78∗4.17 ( 4000
2200 )3−1
= 48.3 km/h
V”3 = 0,377* 0.3175 * 40002,78∗4.17 ( 4000
2200 )3−1
= 107.4 km/h
- pentru a patra treapta de viteză rezultă:
V’4 = 0,377* 0.3175 * 22002,78∗4.17 ( 4000
2200 )4−1
= 77.3 km/h
V”4 = 0,377* 0.3175 * 40002,78∗4.17 ( 4000
2300 )4−1
= 171.9 km/h
- pentru a cincea treapta de viteză rezultă:
V’5 = 0,377* 0.3175 * 22002,78∗4.17 ( 4000
2200 )5−1
= 103.1 km/h
V”5 = 0,377* 0.3175 * 40002,78∗4.17 ( 4000
2300 )5−1
= 229.2 km/h
Diagrama fierastrau reala este prezentata in Fig.39.
1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000
50
100
150
200
250
Diagrama Fierestrau reala
12345n minn max
n [rpm]
v [km
/h]
Pentru fiecare treapta de viteză se calculează diferenţa ∆ V = Vj” – V’j+1 ,unde Vj” reprezintă viteza superioară in treapta j, iar V’j+1 reprezintă viteza inferioară in treapta j+1.
- pentru treptele I - II de viteză rezultă ∆ V = 39.6 - 39.6 = 0 km/h;- pentru treptele II - III de viteză rezultă ∆ V = 72 - 72 = 0 km/h;- pentru treptele III - IV de viteză rezultă ∆ V = 131 - 131 = 0 km/h;- pentru treptele IV- V de viteză rezultă ∆ V = 238 - 238 = 0 km/h
4.3 Definirea rotilor de mers inapoi
Solutia de treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile constructive ale schimbătorului de viteze , precum si de raportul de transmitere necesar pentru obtinerea unei forte de tractiune suficient de mare si a unei viteze reduse de deplasare a automobilului pentru a da posibilitatea unei manevrari corecte.
In cazul schimbătoarelor de viteze cu 5 trepte, pentru obtinerea treptei de mers inapoi se utilizează un pinion suplimentar montat liber pe arborele de mers inapoi si care se roteste simultan cu un pinion de latime mai mare de pe arborele primar. Pentru cuplarea treptei de mers inapoi se introduce in angrenare pinionul pentru mers înapoi astfel incat el sa angreneze cu roata dintata de pe arborele secundar.
Raportul de transmitere va fi:
Fig. 39 Diagrama ferăstrău reala
isR = z R
zpR∗¿
zsR
z R=
zsR
z pR,
, unde zpR reprezinta numarul de dinti ai rotii de pe arborele primar, zR, numarul de dinti ai pinionului de pe arborele pentru mers inapoi, iar zsR numarul de dinti ai rotii de pe arborele secundar.
Pentru modelele similare s-au gasit in literatura diferite valori apropiate ale raportului de transmitere pentru treapta de mers inapoi cuprinse intre 3.30 si 3.40. Se considera modulul rotilor dintate ca fiind acelasi si anume mn = 2. Se alege ca raport de transmitere valoarea de 3.35. Se alege zpR = 14 dinti si rezulta zsR = 14*3.35 = 46.9. Se alege zsR = 47 dinti si rezulta raportul de transmitere pentru treapta de mers inapoi isR = 3.35.
I
S
P
Fig. 41 Distantele dintre arborele primar, arborele secundar si arborele pentru roata dintata intermediara pentru realizarea mersului inapoi
Capitolul V
Calculul si proiectarea mecanismului reductor
5.1 Calculul si proiectarea rotilor dintate
Materialul rotilor dintate ce se proiecteaza se alege a fi un otel inalt aliat, cu limite de rezistenta ridicate si care are de asemenea un tratament termic corespunzator. Se alege astfel otelul aliat 18MoCrNi13 cu tratament termic de cementare avand duritate minima a miezului dintilor de 220 HB si duritate minima a flancului dintilor de 55 HRC, de asemenea limita de curgere este σ c = 1050 N/mm2, limita la rupere prin oboseala σ P lim ¿ ¿ = 400 N/mm2, iar limita de oboseala superficiala(pitting) σ H lim ¿ ¿ = 1500 N/mm2.
5.1.1 Calculul danturii la toate solicitarile pentru perechea de roti dintate corespunzatoare treptei a III-a de viteza
Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1.55. S-a ales in capitolul IV zp3 = 29 dinti si a rezultat zs3 = 45 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume:
3 = arccos[mn∗(z p 3+zs 3)2∗aw ] = arccos[2∗(29+45)
2∗78 ] = 20.6o.
Pentru calculul danturilor la toate solicitarile avem nevoie de o parte din elementele geometrice ale angrenajului cilindric. Se calculeaza astfel:
- corijarea angrenajului;- modulul frontal al rotilor dintate: mf = 2.13;- diametrele de divizare ale celor doua roti dintate: Dd1 = 61.77 mm;
Dd2 = 95.85 mm;- diametrele interioare si exterioare: Di1 = 57.21 mm;
Di2 = 87.97 mm; De1 = 66.21 mm; De2 = 96.97 mm;
- latimea rotilor dintate: B1 = 40 mm;B2 = 37 mm;
Se calculeaza apoi fortele din angrenare:
- forta tangentiala: Ft = 10.8*103 N;- forta radiala: Fr = 4205 N;- forta axiala: Fa = 4063 N;
Urmeaza apoi calculul de verificare a angrenajului:
- rupere prin oboseala la baza;- oboseala superficiala (pitting);- calculul danturii la incovoiere dupa metoda lui Lewis mixta;
5.1.2 Calculul danturii la toate solicitarile pentru perechea de roti dintate corespunzatoare treptei a IV-a de viteza
Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 0.95. Se alege zp4 = 37 dinti si rezulta astfel:
zs4 = is4*zp4 = 0.95 * 37 = 35.15 dinti.
Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs4 si zp4 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs4 = 35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a IV-a si anume:
4 = arccos[mn∗(z p4+zs 4)2∗aw ] = arccos[ 2∗(37+35)
2∗78 ] = 22.6o.
Pentru calculul danturilor la toate solicitarile avem nevoie de o parte din elementele geometrice ale angrenajului cilindric. Se calculeaza astfel:
- corijarea angrenajului;- modulul frontal al rotilor dintate: mf = 2.13;- diametrele de divizare ale celor doua roti dintate: Dd1 = 78.81 mm;
Dd2 = 74.55 mm;- diametrele interioare si exterioare: Di1 = 72.97 mm;
Di2 = 66.87mm; De1 = 81.97 mm; De2 = 75.87 mm;
- latimea rotilor dintate: B1 = 50.3 mm;B2 = 47.3 mm;
Se calculeaza apoi fortele din angrenare:- forta tangentiala: Ft = 8.96*103 N;- forta radiala: Fr = 3532 N;- forta axiala: Fa = 3730 N;
Urmeaza apoi calculul de verificare a angrenajului:
- rupere prin oboseala la baza;- oboseala superficiala (pitting);- calculul danturii la incovoiere dupa metoda lui Lewis mixta;
Principalele dimensiuni ale tuturor rotilor dintate sunt prezentate in tabelul de mai jos:
ArboreRoata
dintataNumar de
dintiModul [mm]
Diametrul de divizare
[mm]
Diametrul interior [mm]
Diametrul exterior
[mm]β [0]
Primar
I 14 2 29.82 25.22 34.22 20
II 21 2 44.73 40.21 49.21
III 29 2 61.77 57.21 66.21 20.6
IV 37 2 78.81 72.97 81.97 22.6
V 44 2 93.72 89.2 98.2 20.6
Secundar
I 59 2 125.67 117.87 126.87 20
II 53 2 112.89 105.06 114.0618.4
2
III 45 2 95.85 87.97 96.97 20.6
IV 35 2 74.55 66.87 75.87 22.6
Tab.14 Elemente geometrice principale ale rotilor dintate
V 29 2 61.7 53.86 62.86 20.6
Se trece apoi la dimensionarea arborilor primar si secundar pentru treptele de viteza III si IV. Dimensionarea se face pe baza celei de-a treia teorii de rezistenta si de asemena se considera o rezistenta maxima la solicitare compusa: σ a = 500 N/mm2.
- diametrul arborelui primar pentru treapta a III-a de viteza: d = 25 mm;
- diametrul arborelui secundar pentru treapta a III-a de viteza: d = 28.2 mm;- diametrul arborelui primar pentru treapta a IV-a de viteza: d = 24.5 mm;- diametrul arborelui secundar pentru treapta a IV-a de viteza: d = 27.3 mm;
Se calculeaza apoi reactiunile in lagare pentru fiecare treapta de viteza in parte si de asemenea pentru fiecare arbore al schimbatorului de viteze. Calculul se continua apoi cu determinarea sagetii si a rotirii arborilor primar si secundar pentru treptele de viteza III si IV, acestea incadrandu-se in limitele admisibile (s-a considerat cazul cel mai defavorabil cand reazemele arborilor erau dispuse catre extremitatile acestora).
Urmeaza apoi calculul pentru alegerea rulmentilor pentru arborele primar alegandu-se pentru lagarul dinspre motor al arborelui un diametru al acestuia de 20 mm si se alege un rulment cu role cilindrice avand caracteristicile urmatoare:
d [mm] D [mm] B [mm] C [kN] C0 [kN]
20 52 15 35.5 26
Tab.15 Caracteristicile rulmentului cu role cilindrice al arborelui primar
Pentru lagarul din spate al arborelui se alege de asemenea tot un diametru d = 20 mm, dar rulmentul este unul cu doua randuri de bile avand caracteristicile urmatoare:
d [mm] D [mm] B [mm] C [kN] C0 [kN]
20 52 21 23.4 16
Tab.16 Caracteristicile rulmentului cu doua randuri de bile al arborelui primar
Fig. 42 Rulmentul cu role cilindrice al arborelui primar
Fig. 43 Rulmentul cu doua rânduri de bile al arborelui primar
PARTEA A II-A
Cap 1. Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din spatesi alegerea justificata a solutiei pentru puntea ce se proiecteaza
1.1. Rolul puntii
La deplasarea automobilului, denivelarile drumului produc oscilatii ale rotilor care se transmit puntilor. Suspensia realizeaza legatura elastica cu amortizare intre puntile automobilului si cadru sau caroserie, avand ca roluri principale micsorarea
sarcinilor dinamice si amortizarea vibratiilor rezultate in urma interactiunii dintre roti si calea de rulare. Viteza de deplasare a automobilului pe un drum dat este limitata in
primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea motorului. Suspensia determina in principal confortabilitatea automobilului, adica
proprietatea acestuia 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 si marfa transportata sa fie deteriorate. In plus, imprimand caracterul dorit
oscilatiilor, suspensia impreuna cu mecanismele puntilor influenteaza stabilitatea, maniabilitatea si manevrabilitatea automobilului (elemente care impreuna definesc
tinuta de drum a automobilului).
Conditiile principale impuse suspensiei sunt:
● amplitudinea masei suspendate cat mai redusa – se realizeaza reducerea masei nesuspendate => avantajele puntilor fractionate fata de puntile rigide;
● pulsatia oscilatiilor proprii ale sistemului cat mai mica – se realizeaza prin reducerea rigiditatii elementului elastic => se adopta oscilatii verticale acceptabile au perioada cuprinsa intre 1 s si 0,5 s, corespunzatoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 ...
7 m/s; ● rigiditatea suspensiei puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii din
spate pentru a reduce oscilatiile de tangaj; ● pastrarea neschimbata a caracteristicilor suspensiei cand masa suspendata se
modifica – se realizeaza prin modificarea rigiditatii arcurilor cu cresterea sarcinilor => interesul pentru suspensiile progresive;
● asigurarea unei amortizari suficiente (dupa o perioada amplitudinile sa se micsoreze de 3 ... 8 ori) => sarcinile dinamice transmise masei suspendate sa nu fie
prea mari, iar rotile sa pestreze permanent contactul cu calea.
Prezentarea a doua solutii constructive pentru puntea din fata
In figura 1.1. se prezinta o solutie constructiva de suspensie cu brate transversale neegale cu brat A, avand bratul inferior avand forma simpla de bara simpla. Arcul si
amortizorul sunt mutate deasupra bratului superior. Aceasta solutie constructiva transfera sarcina de incarcare aproape in totalitate bratului superior si suportului
arcului. Bratul superior devine in aceasta situatie un brat de ghidare. Aceasta solutie constructiva in special nu este foarte folosita in constructia de autovehicule deoarece
ocupa foarte mult spatiu suplimentar.Fig. 1.1. Suspensie cu brate transversale neegale cu brat A
Fig 1.2. Suspensie cu mecanism patrulater transversal cu brate neegale
Aceasta solutie constructiva este de tipul mecanism patrulater transversal cu brate
neegale. Fuzeta este sustinuta de cele doua brate. In acest caz, bratul inferior este cel mai solicitat, suportand marea majoritate a sarcinii de incarcare. Sistemul este de tip paralelogram, ce permite fuzetei sa se deplaseze vertical in sus si in jos. In aceasta
deplasare exista si o usoara miscare laterala datorata arcelor descrise de cele doua brate in jurul articulatiilor acestora. Aceasta deplasare laterala poate fi anulata doar daca
bratele au o lungime infinita, lucru imposibil de realizat. Aceste doua miscari principale sunt singurele miscari permise de acest tip de suspensie ale rotii fata de caroseria automobilului.Solutii constructive pentru suspensia fractionata fata cu mecanism patrulater transversal cu brate neegale ( cu bratul inferior simplu sau
triunghiular si corpul amortizor-arc prinzandu-se de bratul superior sau de cel inferior, in functie de spatiul avut la dispozitie de catre proiectant).
Fig. 1.3. Suspensie tip McPherson
Puntea din spate tip McPherson are urmatoarele avantaje:
-simplitate constructiva (numar redus de brate si de articulatii);-masa nesuspendata redusa;
-ghidare buna a rotii (variatie redusa a ecartamentului si a caderii rotii);-spatiu transversal larg intre roti care permite amplasarea transversala a grupului
motor-transmisie;-permite dispunerea coaxiala a arcului, amortizorului si a tamponului elastic
limitator de cursa care poate fi conceput si ca arc suplimentar.Dintre dezavantale se mentioneaza:
-constructie complicata si solicitari suplimentare pentru amortizor; -articulatia grupului elastoamortizor al suspensiei cu masa suspendata are o
constructie complicata;
Fig. 1.4. Punte spate McPherson
Particularitati constructive: bratul inferior are forma de trunghi cu latrurile nesimetrice (alungite spre spate) realizat din piese ambutisate din tabla asamblate prin sudare electrica si rezistiva, articulatiile fiind demontabile. Grinda suport se prezinta
sub forma unui cadru pe care este articulat bratul inferior prin doua articulatii cilindrice spre partea centrala a puntii, iar la partea corespunzatoare fuzetei prin doua
articulatii sferice. Mecanismul de actionare a directiei cu pinion-cremaliera este dispus in spatele si dedesubtul axei rotilor si este montat pe grinda suport care are o
constructie compacta. 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.Articulatia axiala intre culisa oscilanta (blocul elasto-amortizor) si pasajul rotii
este prevazuta cu un rulment axial cu bile prevazut intre armatura de jos a articulatiei si talerul superior al arcului. La bracare tija amortizorului este fixa , iar arcul impreuna
cu tubul amortizorului si cu fuzeta se rotesc. Se reuseste astfel filtrarea comuna a vibratiilor provenite de la amortizor si arc
1.3. Prezentarea solutiei constructive pentrucomponentele puntii din spate
Dupa modul de fabricare,pentru autoturisme, avem doua solutii viabile: punte
executata din tabla de otel prin ambutisare si punte executata prin turnare sub presiune din aliaj pe baza de aluminiu. Vom folosi prima varianta.
Lagarul rotii il reperezinta un rulment radial axial. Acesta poate fi cu bile dispuse pe 2 sau 4 randuri sau cu role conice dispuse pe 2 randuri, orientate fata in fata sau spate in spate.
Butucul rotii cuprinde alezajul de centrare, in care este montat rulmentul, flansa de prindere pentru roata si discul de frana. Acestea se aleg constructiv in functie de spatiul disponibil in interiorul rotii.
1.1. Alegerea justificata a solutiei constructivepentru puntea care se proiecteaza
Pentru puntea care se proiecteaza s-a ales o punte fractionata McPherson, datorita avantajelor constructive si deasemenea deoarece reprezinta si solutia constructiva
adoptata pentru autoturismul asemanator celui proiectat.In cazul bratelor se vor folosi brate executate din tabla de otel. In cazul pivotilor
vom alege articulatie sferica. Fuzeta va fi prinsa in trei puncte. Lagarul rotii va fi un rulment radial axial.
Capitolul 2. Studiul soluţiilor constructive pentru suspensia din faţă şi alegerea justificată pentru suspensia care se proiectează
2.1. Selecţionarea elementelor elastice posibile pentru puntea care se proiectează
Singurul tip de element elastic ce îl putem folosi în cazul mecanismului McPherson, este arcul elicoidal. Arcul lamelar nu poate fi folosit deoarece având o greutate mare şi fiind dificil de poziţionat, consumând mult din spaţiul pentru sistemul de propulsie şi transmisie. În plus, funcţia lui de ghidare este preluată de alte dispozitive.
Soluţii constructive pentru arcul elicoidal sunt prezentate în figura 2.1.
Fig. 2.1 Soluţii constructive de arcuti elicoidale
Arcurile elicoidale pot fi cilindrice, conice, butoi, hiperbolice, parabolice. În special ne vom concentra asupra celor conice, ce ofera de curbă de variaţie a forţei elastice convenabilă situaţiei noastre: cu cât încarcarea creşte, deplasarea în raport cu ea scade. Nu vom folosi arcuri duble pentru a putea amplasa uşor.În plus, arcurile elicoidale conice permit o săgeată mai mareî raport cu înălţimea decât în cazul unui arc cilindric, deoarece spirele se pot întrepătrunde. Din acest considerent, arcurile vor avea dimensiuni mai mici, acest lucru contând în îmbunatăţirea performanţelor dinamice.
2.2. Studiul soluţiilor constructive de dispunere a elementului elastic şi stabilirea dispunerii lui în cadrul punţii
În cazul mecanismului McPherson, arcul elicoidal se montează la capătul dinspre punte, pe un suport solidar cu amortizorul, însa, în celalalt capăt, pot exista mai multe soluţii constructive posibile în funcţie de articulaţia axială folosită pentru fixarea pe cadru a grupului arc-amortizor, dar şi de soluţia de montare a rulmentului ce permite bracarea roţilor fără frecări.
Acest rulment poate fi plasat:
- între armătura de jos a articulaţiei şi talerul superior al arcului (figura 2.2)
Fig. 2.2 Amplasarea rulmetului
- între armătura de jos a articulaţiei şi tija amortizorului (figura 2.3)
Fig. 2.3 Amplasarea rulmetului
- între talerul inferior al arcului şi tubul amortizorului (figura 1.6)
Fig. 2.4 Amplasarea rulmetuluiPentru puntea ce se proiectează, vom alege prima variantă deoarece este
varianta ce nu necesită modificări constructive ale amortizorului sau arcului. În acest sistem, la bracare, tija amortizorului este fixă, iar arcul împreună cu tubul amortizorului şi cu fuzeta se rotesc.
2.3. Studiul soluiilor constructive posibile pentru amortizoare
În cazul amortizoarelor, sunt trei categorii din care putem alege, având în vedereun raţionament tehnic, dar şi economic.Amortizoarele cele mai simple constructiv şi funcţional sunt amortizoarele hidraulice cu dublu efect.
Schema funcţională a acestora este prezentată în figura 2.5.
Fig. 2.5 Amortizoarele hidraulice cu dublu efect
Al doilea tip de amortizor ce îl putem folosi este amortizorul bi-tubular cu aer sau gaz, ca cel din figura 2.6 . Acesta este cel mai folosit tip de amortizor pe automobilele moderne.
Fig. 2.6 Amortizorul bi-tubularAl treilea tip de amortizor utilizat în prezent este cel mono-tubular cu gaz.
Acesta este cea mai scumpă variantă, fiind utilizată numai în cazul autovehiculelor din clasa premium. Avantajul acestui amortizor este că poate fi modificată constanta de amortizare prin eliberarea sau introducerea de gaz în partea de jos a acestuia. Această variantă de amortizor este prezentată în figura 2.7.
Fig. 2.7 Amortizor mono-tubular cu gaz
2.4. Studiul soluţiilor de montare a amortizorului şi alegerea soluţiei de montare a amortizorului pe puntea care se proiectează
Modul de prindere al amortizorului de punte şi de caroserie sunt impuse în mare parte de utilizarea mecanismului McPherson. Legătura cu fuzeta din partea inferioară a amortizorului se va realiza cu un manson prevăzut cu două şuruburi de strângere. În partea de sus, se va folosi o articulaţie axială cu elastomer.
Înclinarea amortizorului faţă de poziţia verticală nu va fi mare, unghiul de înclinare va fi maxim 10o spre interior şi tot atât spre spate. Automobilul ar avea o comportare viratorie mai bună dacă acesta ar fi înclinat mai mult, amortizorul ar prelua şi forţe tăietoare. Acestea duc la uzura prematură a acestuia. Pentru a preveni acest lucru, amortizorul ar trebuie supradimensionat, ceea ce ridică costul de producţie.
2.5. Dispunerea tampoanelor limitatoare de cursă
Pentru limitarea cursei de comprimare, se montează un tampon din cauciuc pe tija amortizorului, având forma articulaţiei axiale a acestuia cu caroseria autoportantă.
2.6. Dispunerea barei stabilizatoare şi poziţionarea legăturilor ei cu elementele punţii
O soluţie de bară stabilizatoare folosită pentru puntea din spate pentru o punte McPherson este prezentată în figura 2.8.
Fig. 2.8 Bară stabilizatoare montată pe punte
Bara stabilizatoare este montată cu partea longitudinală de caroseria autoportantă a automobilului, iar braţele ai sunt montate de punte. În cadrul acestei punţi bara stabilizatoare îndeplineşte două funţii: reduce mişcarea de rului al automobilului când acesta se află în viraj; preia forţele pe direcţie longitudinală, forţe pe care puntea de tip McPherson nu este capabilă să le preia.
2.7. Prezentarea de detaliu a solutiei constructive adoptate pentru suspensia spate
Analizand si solutiile de la modelele similare s-a ales sa se proiecteze o punte fractionata cu suspensie independenta cu bara de torsiune longitudinala. Suspensia va
fi de tip McPherson.Din punct de vedere al montarii elementelor elastice elicoidale conice, acestea
vor fi dispuse inclinat in raport cu solul, cu diametrul mai mic al arcului situat in sus.
Datorita avantajelor in privinta gabaritului si a rigiditatii mecanice, si in privinta randamentului si a eficientei, dar si datorita necesitatii asigurarii unui confort ridicat al
pasagerilor si o filtrare optima a denivelarilor din carosabil se alege ca si solutie constructiva pentru amortizoare amortizorul bitubular cu gaz de medie presiune cu
amortizare variabila in functie de cursa. 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.In ceea ce priveste dispunerea rulmentului axial, se alege ca si solutie
pozitionarea acestuia intre talerul superior al arcului si armatura articulatiei oscilante elastice.
Se vor alege arcurile elicoidale cilindrice si datorita avantajelor lor: durabilitate mare, masa proprie redusa, nu necesita intretinere, executie mai simpla, cost relativ
redus. Ele lucreaza la compresiune si au frecari interne foarte mici.
Cap 3. Calculul si proiectarea puntii din spate
3.1. Predefinirea puntii din fata in functie de organizarea automobilului in zona din spate
Mecanismele de montare si de ghidare ale puntilor sau ale rotilor automobilelor sunt mecanisme cu bare plane sau mai rar spatiale (cazul puntilor multibrat). Stabilirea schemelor cinematice ale acestor mecanisme se face in functie de:
-solutia constructiva adoptata pentru punte si pentru suspensie;
-organizarea generala amanuntita a automobilului;
-organizarea automobilului in zona puntii care se proiecteaza;
-solutia constructiva adoptata pentru structura portanta si pentru caroseria automobilului;
-solutia constructiva adoptata pentru sistemul de directie;
-organizarea postului de conducere.
Prin stabilirea schemei cinematice se definesc pozitiile articulatiilor si ale barelor, precum si lungimile barelor pentru automobilul neincarcat. Studiul schemei cinematice urmareste determinarea si compararea traiectoriilor pentru punctele esentiale ale mecanismului, variatia ecartamentului si variatia unghiurilor de asezare ale rotilor functie de sageata statica si dinamica a arcului elicoidal.
In fig. se prezinta schema cinematica la scara a mecanismului McPherson pentru puntea fata ce se proiecteaza. S-au considerat constructiv si din masuratori de laborator urmatoarele dimensiuni ale componentelor suspensiei (ecartamentul fata este 1490 mm):
-lungimea bratului inferior al suspensiei: 380 mm;
-distanta de la articulatia sferica inferioara la axa orizontala a fuzetei: 85 mm;
-distanta de la axa orizontala a fuzetei la bratul superior al acesteia: 100 mm;
-lungimea bratului superior inclinat al fuzetei pana la amortizor: 270 mm;
-inaltimea libera a arcului elicoidal: 320 mm;
-unghiul de inclinare a amortizorului: 80;
-unghiul de cadere al rotii: 10;
-unghiul de inclinare longitudinala a pivotului: 50;
-diametrul mediu al arcului:
Fig. 3.1. Schema cinematica a mecanismului puntii din fata
De asemenea s-a considerat pneul radial ales, cu simbolizarea 195/65 R 15 având urmatoarele caracteristici:
Latimea secțiunii pneului, Bu = 205 mm ;Diametrul exterior, De = 660 mm ;
Raza statica, rs = 295.7 mm
3.2. Definirea cinematicii puntii pentru asigurarea ghidarii corecte a rotii
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) si in functie de aceste valori se studiaza variatia ecartamentului, ∆E, variatia unghiului de cadere si a unghiului de inclinare longitudinala (unghi de fuga).
Pentru calculul sagetii arcului elicoidal se foloseste formula:
f =8∗nF∗Dm
G∗d4 [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 = 758 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 ≅ 225 mm. Datorita prezentei amortizorului sageata statica a arcului este limitata la 11
Pe cursa de comprimare sageata arcului esta mai mica decat pe cursa de destindere si astfel, pentru calcule se va considera sageata dinamica, fd ≅100 mm.
Pentru cursa de destindere maxima a arcului (60 mm), unghiul de cadere al rotii ajunge la o valoare de 30 29’, ceea ce inseamna o crestere de 20 29’. Variatia unghiului de inclinare longitudinala a rotii este mai greu de precizat, deoarece nu
exista o baza experimentala care sa ne conduca spre un rezultat. De aceea cresterea acestui unghi pe cursa de destindere a arcului se aproximeaza dupa graficul din figura
urmatoare:
Fig. 3.2. Graficul de variatie a unghiului de inclinare transversala
Astfel, pentru cursa de destindere, variatia unghiului de inclinare longitudinala a rotii este de aproximativ 10 30’. Aceste diferente se pot observa suprapunand cele doua
situatii si anume stare libera a arcului elicoidal si stare de comprimare maxima a acestuia, asa cum reiese din figura urmatoare:
Fig. 3.3. Variatia unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala si a ecartamentului la cursa de destindere a arcului
Pentru cursa de comprimare maxima a arcului (50 mm), unghiul de cadere al rotii ajunge la o valoare de 20 43’, ceea ce inseamna o crestere de 10 43’. Variatia unghiului de inclinare longitudinala a rotii este mai greu de precizat, deoarece nu exista o baza
experimentala care sa ne conduca spre un rezultat. Variatia unghiului de inclinare
longitudinala a rotii este de aproximativ 10 50’ in sens pozitiv.
In figura 3.5. este prezentat graficul care reprezinta variatia unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala corespunzatoare curselor de comprimare si de destindere ale arcului. De asemenea in Fig. 94 este prezentata ca desen atat variatia
ecartamentului, cat si a unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala in functie de cursele de comprimare si destindere ale arcului.
1 1.5 2 2.5 3 3.5
-150
-125
-100
-75
-50
-25
0
25
50
75
100
125
unghi de in-clinare transversala
unghi de in-clinare longi-tudinala
Valoare unghi [0]
Curs
a arc
ului
[mm
]
Fig. 3.4. Variatia unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala si a ecartamentului la cursa de comprimare a arcului
Fig. 3.5. Variatia unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala la cursele de comprimare si de destindere ale arcului
destindere
comprimare
3.3. Determinarea solicitarilor puntii in regimul franarii, derapare si trecerea peste obstacole
La calculul fortelor ce actioneaza asupra rotii se foloseste schema de principiu de mai jos. Forta de inertie a rotii se neglijeaza.
Se determina valoarea fortei Z cunoscand incarcarea maxima pe punte ce se distribuie simetric celor doua roti, si anume:
Z = G1
2 = 7580
2 = 3790 N.
Fig. 3.6. Variatia unghiurilor de inclinare transversala si longitudinala la cursele de comprimare si de destindere ale arcului, precum si variatia ecartamentului
Reactiunea tangentiala longitudinala, X se determina cunoscand coeficientul de aderenta longitudinala, φx. Se considera φx = 0.8, daca se alega ca si cale de rulare
asfaltul uscat. Rezulta astfel:X = φx * Z = 0.8 * 7580 = 3032 N
Pentru calculul rezistentei la rulare se va considera un coeficient de rezistenta la rulare corespunzator unei deplasari pe un drum orizontal cu o viteza de 50 km/h, acesta avand valoarea: f = 0.016. Astfel, rezistenta la rulare va avea valoarea (Ga = 19750 N):
Rrul = f * Ga * cosα p = 0.016 * 19750 * cos 00 = 316 NReactiunea tangentiala transversala, Y se determina cunoscand coeficientul de
aderenta transversala, φ y. Se considera φ y = 0.6, daca se alega ca si cale de rulare asfaltul uscat. Rezulta astfel:Y = φ y * Z = 0.6 * 3790 = 2274 N
Solutia constructiva de dezaxare a tijei amortizorului fata de axa de bracare a rotii, asa cum se vede din figura 3.1., conduce la o dezaxare “t” intre pivotul inferior si tija amortizorului; relatia geometrica intre unghiul de dezaxare “φ” si distanta “t” fiind:
ϕ=arctg tC+o
Studiul fortelor care apar in cuplele mecanismului se face considerand un sistem se referinta rotit cu unghiul δ – φ fata de sistemul de referinta al automobilului.
Fig. 3.1. Modelul de calcul pentru puntea McPherson cu amortizor dezaxat
Componentele reactiunii normale sunt date de relatiile:
Zx=(Z−Gns
2 )⋅sin (δ−ϕ ) = (3790 -
40002
¿∗sin(150 - 80) = 218 N
Z y=(Z−Gns
2 )⋅cos ( δ−ϕ ) = (3790 -
40002
¿∗cos(150 - 80) = 1776 N
, unde Gns reprezinta greutatea nesuspendata pe punte : Gns = 2000N, iar unghiurile δ si φ au valorile : δ = 150 , φ = 80;
Componentele fortei B din pivotul inferior se determina din relatiile:
ΣMA=0⇒(Z−Gns
2 )⋅b+B y⋅t−Bx⋅(C+o )=0
unde: b=d t +d⋅tgδ+t⋅cos (δ−ϕ )+ (C+o )⋅sin (δ−ϕ ) B y=Bx⋅tg ( ε+δ−ϕ )
b = 102 + 245 * tg15o + 102 *cos (15o – 8o) + (465 + 345) sin(15o – 8o) = 368 mm,
unde dt = 102 mm, d = 245 mm, t = 102 mm, iar C+o = 800 mm (reprezinta o distanta variabila functie de dezbaterea rotii; se considera cazul automobilului incarcat
cu sarcina maxima)Rezolvand sistemul format din cele doua ecuatii se determina expresiile pentru
componentele fortei B (sarcinamaxima=¿ε=0¿:
B x=(Z−Gns
2 )⋅ b(C+o )−t⋅tg (ε+δ−ϕ ) = (3790 -
40002
¿ *
368800−102∗tg(15−8) =
810 N
By=(Z−Gns
2 )⋅ b⋅tg (ε+δ−ϕ )(C+o )−t⋅tg (ε+δ−ϕ ) = (3790 -
40002
¿ *
368∗tg(15−8)800−102∗tg(15−8) =
99 N
Forta din pivotul B se determina prin compunerea celor doua componente si inlocuirea lui b cu relatia.
B = √B x2+B y
2 = 1273 N
Componentele Ax si Ay se determina din echilibrul fortelor in sistemul considerat: Ax=Bx−Z x = 810 – 218 = 592 N
A y=B y+Z y=Fa = 99 + 1776 = 1875 N Solutiile actuale de punti McPherson se caracterizeaza prin faptul ca arcul
elicoidal al suspensiei nu se monteaza concentric cu amortizorul, ci dezaxat inspre roata cu distanta “s”. Se realizeaza o preluare mai convenabila a componentei Ay de catre caroserie si se mareste ecartamentul arcurilor puntii. Modelul de calcul, daca se considera ca in pata de contact roata – cale actioneaza si o forta transversala Y (regim de derapare), este prezentat in Fig. 96, sistemul de axe fiind similar cu cel din cazul
precedent. Si in acest caz se descompun fortele de la contactul roata – cale in componente fata de sistemul de referinta al puntii. Se considera distanta s = 5 mm.
Fig.96 Modelul de calcul al puntii McPherson cu arcul montat dezaxat spre roata in regimul deraparii
Pentru determinarea fortelor din articulatiile puntii se scriu ecuatiile: ΣF x=0⇒Z x+Y x−Bx+ Ax=0 ΣF y=0⇒Z y−Y y+B y−A y=0
ΣM B=0⇒Z⋅(d t+d⋅tg δ )+Y⋅d−A x⋅(C+o )−A y⋅(s−t )=0 By=Bx⋅tg (ε+δ−ϕ)
Rezolvand sistemul de ecuatii de mai sus se pot determina componentele fortelor din punctele A si B (Ax, Ay, Bx, By).
Rezulta astfel componentele :
Ax = Z (d t +d∗tg δ )+Y∗d−[ Zy+Yy+( Zx+Yx )∗tg (δ−φ ) ]∗(s−t )
C+o+ tg(δ−φ)(s−t) =
= 3790 (102+245 tg15 )+2274∗245−[1776+256+ (218+2157 ) tg7 ]∗(5−102)
800+tg7 (5−102) =
1546Similar se calculeaza si Ay si rezulta:
Ay = 653 N;Bx = 4168 N;By = 497 N;
Cap 4. Calculul si proiectarea suspensiei
4.1. Calculul si proiectarea elementului elastic
Pentru a putea proiecta arcul pentru acest tip de punte trebuie, mai intai, sa stabilim elementele de plecare. Acestea sunt caracteristica elastica, sagetile statice si dinamice, tipurile solicitatrilor la care e supus,rezistenta la oboseala, temperatura de
lucru si relaxarea admisa.Dupa cum am stabilit in calculul cinematic, arcul trebuie sa aiba pe verticala o
cursa totala de maxim 270 mm, acest lucru fiind impus si de lungimea amortizorului. Deoarece acesta deplasare nu se realizeaza pe directia de montare a arcului, trebuie sa
o calculam pe aceasta. Ungiul dintre aceste doua directii este de 9,4⁰.δ st+δd=
270cos9,4 °
=274 mm
Din tabele de specialitate alegem δ st=183 mm. Deoarece δ d trebuie sa fie, in cazul autoturismelor jumatate din sageata statica, alegem δ d=91mm.
Acum putem intocmi caracteristica elastica a arcului. Vom considera ca in regim static actioneaza asupra arcului ½ din incarcarea puntii fata, insa pe directie verticala.
F st=G1−Gns
2∗cos9,4 °=758−59
2∗0,986=470 daN
-150 -100 -50 0 50 100 150 2000
100
200
300
400
500
600
700
800
Diagrama teoretica a arcului elicoidal
cilindric
x [mm]
F [daN]
Deoarece arcurile elicoidale cilindrice au o caracteristica strict liniara, putem afla cu ajutorul cat din valoarea fortei dinamice este preluata de arc si cat de amortizor. Per
total, reactiunea pe aceasta directie in articulatia axiala a amortizorlui este de 1213 daN din care doar 704 daN sunt preluati de arc, restul de 509 daN de tija
amortizorului.Putem calcula acum si rigiditatea suspensiei:
k s=F st
δ st= 470
183=2,57[ daN
mm ]Pentru a putea incepe calculul de dimensionare a arcului, trebuie sa facem o
predimensionare in ceea ce priveste diametrul mediu al arcului pe baza modelelor similare. Pentru inceput vom alege Dm=150 mm.
Materialul pe care il alegem pentru a confectiona arcul este otel carbon de calitate pentru arcuri. Acesta are urmatoarele caracteristici mecanice:
Modulul de elasticitate longitudinal: E=200000 N /mm2
Modulul de elasticitate tansversal: G=81500 N /mm2
Densitatea materialului: ρ=7,85 kg/dm3
Avem nevoie si de valoarea tensiunii admisibile. Aceasta o alegem dupa o curba de variatie in functie de diametrul sarmei. Acesta l-am considerat ca avand valori intre
10 si 18 mm, conform recomandarilor facute in cartile de specialitate. Astfel τ bl=875 N /mm2.
Forta arcului, dupa cum am mentionat si mai sus este:F=704 daN .
In cele din urma rezulta diametrul spirei:
d=3√ 8
π∗F∗Dm
τbl=
3√ 8π∗704∗10∗150
875=14,53
Alegem d=15 mm.
Calculam numarul spirelor active:
n=
G8∗d4∗f
Dm3 ∗F
=
815008
∗154∗274
1503∗704∗10=5,94≅ 6
Deoarece se considera ca vom avea si 2 spire inactive, cele dinspre reazeme, numarul total de spire va fi nt=8.
Constructiv, vom alege lungimea arcului suspensiei, in regim static incarcat la sarcina utila maxima de L=280 mm.
Astfel, arcul va avea in stare libera:
L0=L+δst=280+183=463 mm
Acum putem efectua verificarea la flambaj.Coeficientul de zveltete:
ν=L0
Dm=463
150=3,08
Sageata teoretica la flambaj:
f f =L0∗0,5
1−GE
[1−√ 1−GE
0,5+ GE
∗( π∗Dm
ν∗L0)
2]=¿
¿ 463∗0,5
1− 81500200000
[1−√ 1− 81500200000
0,5+ 81500200000
∗( π∗1503,75∗463 )
2]=305 mm
f f
f=305
274=1,11>1(se verifica)
Ultima verificare pe care o vom face va fi cea de frecvanta. Trebuie sa vedem daca frecventa medie de lucru a arcului (f1) se suprapune peste frecventa proprie a
acestuia (f0).
f 0=3560∗dn∗Dm
2 ∗√ Gρ∗s−1=3560∗15
6∗1502 ∗√ 815007,85
∗s−1=40Hz
f 1=945,35
60∗√δ st
∗s−1= 945,3560∗√183
∗s−1=1,16 Hz
Se observa ca frecventa proprie a arcului este mult mai mare decat cea medie de functionare.
4.2. Calculul si alegerea amortizorului
Modul de prindere al amortizorului de punte si de caroserie sunt impuse in mare parte de utilizarea mecanismului McPherson. Legatura cu fuzeta din partea inferioara a amortizorului se va realiza cu o brida elastica prevazuta ce 2 suruburi de strangere. In
partea de sus, se va folosi o articulatie axiala cu elastomer.Rulmentul axial de bracare va fi montat intre armatura de jos a articulatiei si
talerul superior al arcului.
Lungimea totala maxima a cursei amortizorului va fi suma sagetilor statica si
dimanica plus inca un coeficient de siguranta de 10 mm.ltija=284 mm
Determinarea caracteristicii de amortizare necesare la roataScopul si constructia amortizorului il determina pe acesta sa preia numai forte
dinamice. Proportionalitatea dintre aceasta forta preluata si viteza de actionare a acestuia este constanta de amortizare c.
Fa=c∗v p
c=2∗D∗√ks∗m2
,unde:D: gradul de amortizareks: rigiditatea suspensiei
k s=2,57m2: greutatea din masa suspendata ce revine unui amortizor in cazul
automobilului gol sau complet incarcat
m2 d=M 1−M ns
2=922−60
2=431 kg
m2 i=M1−Mns
2=1005−60
2=472,5 kg
Putem intocmi urmatorul tabel de variatie urmat de graficul forta-viteza cu cele 2 caracteristici in care trebuie sa se incadreze caracteristica noastra.
vp m2d c Fa1 m2i c Fa2
0 431 52,62 0,00 472,5 55,10 0,00
0,05
431 52,62 2,63 472,5 55,10 2,75
0,1 431 52,62 5,26 472,5 55,10 5,51
0,15
431 52,62 7,89 472,5 55,10 8,26
0,2 431 52,62 10,52 472,5 55,10 11,02
0,25
431 52,62 13,16 472,5 55,10 13,77
0,3 431 52,62 15,79 472,5 55,10 16,53
0,35
431 52,62 18,42 472,5 55,10 19,28
0,4 431 52,62 21,05 472,5 55,10 22,04
0,45
431 52,62 23,68 472,5 55,10 24,79
0,5 431 52,62 26,31 472,5 55,10 27,55
0,55
431 52,62 28,94 472,5 55,10 30,30
0,6 431 52,62 31,57 472,5 55,10 33,06
0,65
431 52,62 34,20 472,5 55,10 35,81
0,7 431 52,62 36,84 472,5 55,10 38,57
0,75
431 52,62 39,47 472,5 55,10 41,32
0,8 431 52,62 42,10 472,5 55,10 44,08
0,85
431 52,62 44,73 472,5 55,10 46,83
0,9 431 52,62 47,36 472,5 55,10 49,59
0,95
431 52,62 49,99 472,5 55,10 52,34
1 431 52,62 52,62 472,5 55,10 55,10
1,05
431 52,62 55,25 472,5 55,10 57,85
1,1 431 52,62 57,89 472,5 55,10 60,61
1,15
431 52,62 60,52 472,5 55,10 63,36
1,2 431 52,62 63,15 472,5 55,10 66,12
1,25
431 52,62 65,78 472,5 55,10 68,87
1,3 431 52,62 68,41 472,5 55,10 71,63
1,35
431 52,62 71,04 472,5 55,10 74,38
1,4 431 52,62 73,67 472,5 55,10 77,14
1,45
431 52,62 76,30 472,5 55,10 79,89
1,5 431 52,62 78,93 472,5 55,10 82,65
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.60.00
10.00
20.00
30.00
40.00
50.00
60.00
70.00
80.00
90.00
m2d=431 kgm2i=472,5 kg
vp [m/s]
Fa [N]
Se observa ca cele doua caracteristici sunt foarte apropiate. Acest lucru va impune o proiectare si executare riguroasa a amortizorului din partea firmei
producatoare. Abateri din domeniul stabilit pot avea influente majore, negative, asupra confortului pasagerilor.
Insa pentru a putea cere unei firme specializate proiectarea unui amortizor potrivit autovehiculului in cauza, trebuie sa ii oferim datele necesare unei functionari corecte la lui. De accea trebuie sa trasam inca o zona pe graficul forta-viteza in care
acesta trebuie sa se incadreze pentru o amortizare buna a rotii.Aceasta curba o vom trasa pentru 2 grade de amortizare diferite:
D1=0,25 si D2=0,35. Acum coeficientul de amortizare il vom calcula in felul urmator:
c=2∗D∗√( ks+k p )∗( m1+m2 )Unde:
Kp: rigiditatea pneului
k p=G1
2∗δ p= 986
2∗21=23,5[ daN
mm]
δ p=r 0−rr=317−296=21 mm
m1: masa nesuspendatam1=60 kg c1=
1,5∗cv cr
vcr=0,3 m /s
Vom intocmi urmatorul tabel si grafic.vp D1 c c1 Fa1 D2 c c1 Fa2
0 0,25 62,53 312,67 0,00 0,35 87,55 437,74 0,00
0,05
0,25 62,53 312,67 0,78 0,35 87,55 437,74 1,09
0,1 0,25 62,53 312,67 3,13 0,35 87,55 437,74 4,38
0,15
0,25 62,53 312,67 7,04 0,35 87,55 437,74 9,85
0,2 0,25 62,53 312,67 12,51 0,35 87,55 437,74 17,51
0,25
0,25 62,53 312,67 19,54 0,35 87,55 437,74 27,36
0,3 0,25 62,53 312,67 28,14 0,35 87,55 437,74 39,40
0,35
0,25 62,53 312,67 38,30 0,35 87,55 437,74 53,62
0,4 0,25 62,53 312,67 50,03 0,35 87,55 437,74 70,04
0,45
0,25 62,53 312,67 63,32 0,35 87,55 437,74 88,64
0,5 0,25 62,53 312,67 78,17 0,35 87,55 437,74 109,43
0,55
0,25 62,53 312,67 94,58 0,35 87,55 437,74 132,42
0,6 0,25 62,53 312,67 112,56 0,35 87,55 437,74 157,59
0,65
0,25 62,53 312,67 132,10 0,35 87,55 437,74 184,94
0,7 0,25 62,53 312,67 153,21 0,35 87,55 437,74 214,49
0,75
0,25 62,53 312,67 175,88 0,35 87,55 437,74 246,23
0,8 0,25 62,53 312,67 200,11 0,35 87,55 437,74 280,15
0,85
0,25 62,53 312,67 225,90 0,35 87,55 437,74 316,27
0,9 0,25 62,53 312,67 253,26 0,35 87,55 437,74 354,57
0,95
0,25 62,53 312,67 282,18 0,35 87,55 437,74 395,06
1 0,25 62,53 312,67 312,67 0,35 87,55 437,74 437,74
1,0 0,25 62,53 312,67 344,72 0,35 87,55 437,74 482,61
5
1,1 0,25 62,53 312,67 378,33 0,35 87,55 437,74 529,66
1,15
0,25 62,53 312,67 413,51 0,35 87,55 437,74 578,91
1,2 0,25 62,53 312,67 450,24 0,35 87,55 437,74 630,34
1,25
0,25 62,53 312,67 488,55 0,35 87,55 437,74 683,97
1,3 0,25 62,53 312,67 528,41 0,35 87,55 437,74 739,78
1,35
0,25 62,53 312,67 569,84 0,35 87,55 437,74 797,78
1,4 0,25 62,53 312,67 612,83 0,35 87,55 437,74 857,97
1,45
0,25 62,53 312,67 657,39 0,35 87,55 437,74 920,34
1,5 0,25 62,53 312,67 703,51 0,35 87,55 437,74 984,91
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.60
200
400
600
800
1000
1200
Fa1Fa2
vp [m/s]
Fa [N]
Acum putem uni rezultatele obtinute din cele 2 grafice pentru a putea schita, orientativ, legea de deschidere a supapelor de descarcare(curba cu rosu) si a putea avea
o imagine cat mai precisa asupra alurii caracteristicii globale de amortizare la roata autoturismului.
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.60
200
400
600
800
1000
1200
D1=0,25D2=0,35m21m22
vp [m/s]
Fa [N]
Determinarea caracteristicii de amortizare necesare pentru amortizor
Pentru a reduce fortele de amortizare, prezentate in subcapitolul precedent, la roata, trebuie sa luam in calcul raportul de transmitere caracteristic dispunerii
amortizorului si unghiul (δ−φ ) care el face axa amortizorului cu un plan vertical. Acest unghi este 9,4 . ⁰
In cazul nostru raportul de transmitere este 1 deoarece amortizorul este montat direct pe fuzeta.
Astfel variabilele din subcapitolul anterior se vor modifica in felul urmator:
Fa=Fr
cos (δ−φ )vp=vr∗cos (δ−φ )
c=cr
cos2 (δ−φ )Va rezulta urmatorul grafic, similar cu cel de sus:
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.60
200
400
600
800
1000
1200
1234
vp [m/s]
Fa [N]
Determinarea fortelor si momentelor ce apar in tija amortizorului. Dimesionarea tijei
Modelul de calcul pentru aceste forte este prezentat in figura de mai jos.
Deoarece lungimile l,C,o sunt variabile, trebuie sa alegem varianta in care tija
este cel mai intens solicitata pentru a o putea dimensiona.
Aceasta varianta este atunci cand o are valorea maxima, adica la capatul cursei de destindere.o=ltija=284 mm
M i=A x max∗o=1496∗284 /10=42486 daNcm
d tija=3√ M i
0,1∗σ i∗10= 3√ 42486
0,1∗4500∗10=45,5 mm
Alegem d tija=46 m m.
Bibliografie
1. Mateescu, V. – Sisteme de franare, directie si suspensie – notite de curs, 2009
2. Andreescu, C. – Dinamica Autovehiculelor – notite de curs, 2008
3. Oprean, M. –Transmisii pentru autovehicule – notite de curs, 2009
4. Stoicescu, A. – Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor, Editura Tehnica Bucuresti, 2007
5. Stoicescu, A. – Dinamica autovehiculelor pe roti, Bucuresti 1981
6. Fratila, Gh. – Calculul si constructia Autovehiculelor, Bucuresti 1977
7. Ivancenco, S. – Organe de masini – Notite de curs, 2007
8. Draghici, I. – Suspensii si amortizoare, Bucuresti 1970
9. www.carfolio.com
Cuprins
Partea I. Proiectarea schimbatorului de viteza cu variatie in trepte a raportului de transmitere
Cap 1. Etajarea schimbatorului de viteze1.2. Determinarea si definitivarea raportului de transmitere al
trasmisiei principale 1.3. Determinarea raportului de transmitere a schimbatorului de
viteze in treapta I1.4. Etajarea schimbatorului de viteze
1.4.1. Determinarea numarului minim posibil de trepte de viteza
Cap 2. Determinarea performantelor de tractiune2.1. Trasarea caracteristicilor de tractiune
2.1.1. Trasarea caracteristicii de tractiune2.1.2. Determinarea performantelor autovehiculului cu
ajutorul caracteristicii de tractiune2.2. Trasarea caracteristicii dinamice
2.2.1. Trasarea propriu-zisa a caracteristicii dinamice2.2.2. Determinarea performantelor autoturismului
folosind caracteristica dinamica2.3. Trasarea caracteristicilor acceleratiilor
2.3.1. Definirea si trasarea carateristicilor acceleratiilor2.4. Trasarea caracteristiciilor de demarare
2.4.1. Trasarea caracteristicilor timpului de demarare in functie de viteza
2.4.2. Trasarea caracterisitcilor spatiului de demarare in functie de viteza
Cap 3. Studiul solutiilor constructive posibile pentru schimbatorul de viteza
3.1. Scurta justificare a prezentei schimbatorului de viteze pe autoturism
3.2. Prezentarea unui schimbator de viteza asemanator celui care se proiecteza
3.3. Prezentarea si analiza solutiilor constructive posibile pentru componentele schimbatorului de viteza 3.4. Alegerea justificata a solutiei constructive posibile pentru schimbatorul de viteza ce se proiecteaza si pentru componentele acestuia
Cap 4. Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate 4.1. Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze
4.1.1. Stabilirea distantei dintre axe si modulului normal al rotilor dintate
4.2. Determinarea numarului de dinti pentru fiecare roata 4.3. Definirea numarului de dinti pentru mersul inapoi
Cap 5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor 5.1. Alegerea materialului pentru rotile dintate si pentru arbori 5.2. Calculul si proiectarea rotilor dintate 5.3. Calculul si proiectarea arborilor 5.4. Calculul si alegerea rulmetilor
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
1.1. Rolul puntii din fata1.2. Prezentarea a doua solutii constructive pentru puntea din fata1.3. Prezentarea solutiei constructive posibile pentru componentele
puntii din fata1.4. Alegerea justificata a solutieie constructive pentru puntea care
se proiecteaza
Cap 2. Studiul solutiilor constructive pentru suspensia din fata si alegerea suspensiei
2.1. Selectionarea elementelor elastice posibile pentru puntea care se proiecteaza
2.2. Studiul solutiilor constructive de dispubere a elemntelor elastice si stabilirea dispunerii lui in cadrul puntii 2.3. Solutii constructive pentru amortizoare 2.4. Studiul solutiilor constructive pentru montarea amortizorului si alegerea solutiilor de montarea a amortizorului pe puntea proiectata 2.5. Dispunerea tampoanelor limitatoare de cursa 2.6. Dispunerea barei stabilizatoare si pozitionarea legaturilor ei cu elementele puntii
2.7. Prezentarea de detaliu a solutiilor constructive adoptate pentru suspensia din fata
Cap 3. Calculul si proiectatea puntii din fata3.1. Predefinirea puntii din fata in functie de organizarea
automobilului in zona din fata3.2. Definirea cinematicii puntii pentru asigurarea ghidarii corecte a
rotii3.3. Determinarea solicitarilor puntii in regimul franarii, derapare si
trecerea peste obstacole
Cap 4. Calculul si proiectarea suspensiei 4.1. Calculul si proiectarea elementului elastic 4.2. Calculul si alegerea amortizorului
