Proiectarea Unui Automobil

Capitolul 1 Analiza modelelor similare temei de proiectare

1.1. Alegerea modelelor similare

Alegerea inițială a elementelor necesare proiectării automobilului se face plecând de la experiența acumulată în timp la realizarea autovehiculelor. Anume, se preiau datele de la modelele de automobile similare cu automobilul de proiectat. Similitudinea se referă atât la tipul şi particularitățile constructive, cât şi la caracteristicile şi performanţele impuse în tema de proiectare. Este necesar, pe de o parte, să se considere un număr cât mai mare de modele similare, iar pe de alta parte să se extragă un număr cât mai mare de date relevante privitoare la aceste automobile. Bineînteles, se vor considera, în primul rând, modelele cele mai performante şi care se înscriu în tendinţa generală de evoluţie a automobilelor de un anumit tip. Datele analizate ale automobilelor similare se referă la: a) elemente dimensionale (interioare şi exterioare) şi masice ale automobilului si ale principalelor subansambluri; b) masa utilă maximă calculată; c) parametrii ce caracterizează calitaţile de mers ale automobilelor. Pe baza parametrilor din tema de proiectare se aleg minim 5 modele similare şi se întocmeşte următorul tabel:

Tab. 1.1

MARCA MODELUL TIPUL NR. PERS.VITEZA MAX. [km/h]

MOTOR TRACTIUNEPANTA MAX. [%]

CHEVROLET CAPTIVA SUV 2+3 186 2.0 DIESEL 4X4 -

SUBARU TRIBECA SUV 2+3 207 3,6 benzina 4X4 -

MITSUBISHI PAJERO SUV 2+3 180 3,2 litri DI-D 4X4 -

AUDI Q7 SUV 2+3 210 3.0 TDI 4X4 60

MERCEDES GL SUV 2+3 210 320 CDI 4X4 -

TOYOTALAND CRUISER V8

SUV 2+3 210 4,5 litri DIESEL 4X4 45

1

1.2. Analiza principalilor parametri exteriori Tab. 1.2

AUTOTURISMLUNGIME [mm]

LATIME [mm]

INALTIME [mm]

ECARTAMENT FATA [mm]

ECARTAMENT SPATE [mm]

AMPATA-MENT [mm]

GARDASOL [mm]

CONSOLA FATA/CON-SOLA SPATE [mm]

CAPTIVA 4635 1850 1720 1562 1572 2705 - -

TRIBECA 4865 1880 1720 1580 1580 2750 210 -

PAJERO 4900 1875 1900 1570 1570 2780 235 765/1355

Q7 5086 1983 1737 1676 1676 3002 204 965/1119

GL 5088 1920 1840 1645 1648 3075 - 870/1143

LAND CRUISER V8

4950 1970 1910 1640 1635 2850 - -

Fig. 1.1

Fig. 1.2

Fig. 1.32

Consola fata [mm] Consola spate [mm]0

200

400

600

800

1000

1200

1400

PAJERO

Q7

GL

Garda la sol [mm]

185190195200205210215220225230235

TRIBECAPAJEROQ7

Ecartament fata [mm]

Ecartament spate[mm]

Ampatament [mm]

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

CAPTIVATRIBECAPAJEROQ7GLLC V8

Din figura 1.1 se observă că deşi ecartamentele spate respectiv faţă sunt aproximativ de aceeaşi valoare, ampatamentul autovehiculelor Mercedes GL si Audi Q7 sunt mai mari decât la celelalte autovehicule. Din figura 1.2 se observă că garda la sol a autovehiculului Mitsubishi Pajero este mult mai mare decât ale celorlalte, ceea ce este un avantaj mare având în vedere că autovehiculele fac parte din clasa SUV. În continuare, se poate observa că autovehiculului Mitsubishi Pajero mai are un alt avantaj faţă de celelalte când vine vorba de consola faţă, ea având cea mai mică consolă faţă, ceea ce o face mai potrivită pentru teren accidentat şi la urcarea sau coborârea pantelor de înclinare mare.1.3. Analiza parametrilor masici Tab. 1.3

Fig.1.4

Din figura 1.4 se poate observa că deşi masa proprie a autovehiculelor este din ce în ce mai mare, masa utilă rămâne aproximativ aceeaşi.

1.4. Analiza parametrilor energetici

3

Masa proprie [kg]

Masa utila [kg]

Masa totala [kg]

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

CAPTIVA

TRIBECA

PAJERO

Q7

GL

LC V8

Consola fata [mm] Consola spate [mm]0

200

400

600

800

1000

1200

1400

PAJERO

Q7

GL

AUTOTURISM MASA PROPRIE [kg] MASA UTILA [kg] MASA TOTALA [kg]

CAPTIVA 1845 660 2505

TRIBECA 1908 678 2586

PAJERO 2275 755 3030

Q7 2325 795 3120

GL 2450 700 3150

LAND CRUISER V8

2615 685 3300

Tab. 1.4

Pspecifica=P

mtotala , P = puterea maximă; mtotala = masa totală a autovehiculului; (1.4)

Fig. 1.5

Fig. 1.6

4

Putere specifica [kW/kg]0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

CAPTIVA

TRIBECA

PAJERO

Q7

GL

LC V8

Putere [kW] Cuplu [Nm]0

100

200

300

400

500

600

700

CAPTIVA

TRIBECA

PAJERO

Q7

GL

LC V8

AUTOTURISMPUTEREMAXIMA [KW]

TURATIEPUTEREMAX.IMA [rot/min]

CUPLUMAXIM [Nm]

TURATIECUPLUMAXIM [rot/min]

Pspecifica[KW/Kg]

CAPTIVA 110 4000 320 2000 0,0439

TRIBECA 190 6000 350 4200 0,0734

PAJERO 147 3800 441 2000 0,0485

Q7 176 4000 550 2750 0,0564

GL 165 3800 510 1600 0,0523

LAND CRUISER V8

210 3600 650 1600 0,0636

Din figurile 1.4 si 1.5 se poate observa că odată cu cresterea masei totale ale autovehiculelor, constructorii au echipat autovehiculele cu motoare cu putere şi cuplu pe masura masei totale, fapt ce se poate vedea şi în figura 1.6, cu precizarea că autovehiculul Subaru Tribeca este echipat cu un motor cu aprindere prin scânteie, astfel având o putere mai mare dar un cuplu mai mic.

Din figura 1.6 se observă că Subaru Tribeca are cea mai mare putere specifică, însă dintre autovehiculele echipate cu MAC, Toyota Land Cruiser V8 are cea mai mare putere specifică.

1.5. Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similareTab. 1.5

Se observă din tabelul 1.5 un consum mai mare la autovehiculul dotat cu MAS decât la cel mai greu

autovehicul şi cu cel mai mare motor, dar echipat cu MAC (Land Cruiser V8). Deşi are un motor de

doar 1991 cm3 faţă de 4500cm3

, şi o greutate mult mai mică, Tribeca are un consum mediu cu peste 1,4

5

Putere specifica [kW/kg]0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

CAPTIVA

TRIBECA

PAJERO

Q7

GL

LC V8

AUTOTURISM

CAPACIT.CILINDRICA

[cm3]

NR. CILINDRI/DISPUNERE

DISTRIBU-TIE

CONSUM MIXT [l/100km]

CAPACITATE REZERVOR [litri]

ACCELE-RATIE 0-100 [s]

RAPORTCOMPRI-MARE

ANVELOPE

CAPTIVA 1991 4 / linie DOHC 16V

7,4 65 10,6 17,5:1 235/60 R 17

TRIBECA 3630 6 /orizontal opusi DOHC 24V

11,6 64 8,9 10,5:1 255/55 R 18

PAJERO 3200 4 / linie DOHC 16V

8,5 88 10,2 - -

Q7 2967 - - 9,8 100 8,5 - 235/60 R 18

GL 2987 6 / in V DOHC 24V

9,7 113 9,5 17,7:1 265/60 R 18

LAND CRUISER V8

4500 8 / in V DOHC 32V

10,2 93 8,2 16,8:1 -

litri la suta de kilometri parcurşi ceea ce face, împreună cu capacitatea rezervorului de doar 64 de litri, să aibă o autonomie foarte mică.

Autovehiculul cu cea mai mare autonomie, 1165 kilometri, este Mercedes GL, echipat cu un

motor Diesel de 2987cm3 cu 6 cilindri dispuşi în V şi cu o acceleraţie de la 0 la 100 km/h de 9,5

secunde.Audi Q7 are cea mai rapidă accelerare de la 0 la 100 km/h în 8,5 secunde.

1.6. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta

Luând în considerare analiza din punctele de mai sus, se va proiecta un autovehicul de tipul SUV, echipat cu un motor cu aprindere prin comprimare, ce poate transporta 5 persoane, ce poate atinge o viteza maximă în palier de 180km/h şi poate urca o pantă maximă de 60%. Deasemenea se va opta pentru o tracţiune 4x4.

Bibliografie:Informaţiile despre autovehiculele care au caracteristici asemănătoare cu

autovehiculul ce trebuie proiectat au fost preluate de pe internet.

Capitolul 2

6

Determinarea mărimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la proiectarea sistemului sau

subansamblului indicat în temă. Realizarea proiectului-schiţă de organizare generală a autovehiculului cu detalierea zonei

de amplasare a subansamblului proiectat

2.1.Studiul organizării generale şi a formei constructive a autovehiculului impus prin temă

2.1.1. Determinarea principalilor parametrii dimensionali şi masici precum şi subansamblele acestuia

Parametrii dimensionali ai autovehiculelor se referă la dimensiuni exterioare şi dimensiuni interioare. Relative la dimensiunile exterioare, parametrii cei mai importanţi sunt: ampatamentul L ,

lungimea de gabarit La , lăţimea de gabarit l , înălţimea de gabarit H , consola spate C2 , consola faţă C1 şi înălţimea liberă de trecere (garda la sol) hs . O mare parte a dimensiunilor interioare se referă la spaţiul pentru postul de conducere şi la spaţiul util care vor fi analizate la paragraful 2.1.1.2.

2.1.1.1.Determinarea principalilor parametri dimensionali exteriori

1) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare:

x=∑ j=1

N msx j

Nms (2.1) , unde x j este valoarea cunoscută a parametrului de la modelul j;

Nms reprezintă numărul de modele similare;a) determinarea lungimii totale:

Lam=

∑ j=1

6La

j

6=

4635+4865+4900+5086+5088+49506

=4920 mm

b) determinarea lăţimii totale:

lm=∑j=1

6l j

6=1850+1880+1875+1983+1920+1970

6=1913 mm

c) determinarea înălţimii totale:

Hm=∑ j=1

6H j

6=1720+1720+1900+1737+1840+1910

6=1804 , 5 mm

d) determinarea ampatamentului:

Lm=∑j=1

6L j

6=2705+2750+2780+3002+3075+2850

6=2860 mm

e) determinarea ecartamentului faţă:

E1 m=∑ j=1

6E1

j

6=

1562+1580+1570+1676+1645+16406

=1612 mm

f) determinarea ecartamentului spate:

E2m=∑ j=1

6E2

j

6=

1572+1580+1570+1676+1648+16356

=1613 , 5 mm

7

g) determinarea consolei faţă:

C1m=∑j=1

3C1

j

3=

765+965+8703

=866 mm

h) determinarea consolei spate:

C2m=∑ j=1

3C2

j

3=

1355+1119+11433

=1205 mm

i) determinarea gărzii la sol:

hsm=∑ j=1

3hs

j

3=

210+235+2043

=216 mm

2) Calculul abaterii mediei pătratice a valorilor:

Sx=√∑j=1

Nms (x j−x− )2

N s−1 (2.2)a) calculul abaterii mediei pătratice a lungimii totale:

b) calculul abaterii mediei pătratice a lăţimii totale:

c) calculul abaterii mediei pătratice a înălţimii totale:

d) calculul abaterii mediei pătratice a ampatamentului:

e) calculul abaterii mediei pătratice a ecartamentului faţă:

f) calculul abaterii mediei pătratice a ecartamentului spate:

8

SLa=√( 4635−4920 )2+ (4865−4920 )2+ (4900−4920 )2 +(5086−4920 )2 +(5088−4920 )2+ (4950−4920 )2

6−1=

=168mm

Sl=√ (1850−1913 )2+(1880−1913 )2+(1875−1913 )2+(1983−1913 )2+(1920−1913 )2+(1970−1913 )2

6−1=

¿54 mm

SH=√ (1720−1804 )2+(1720−1804 )2+ (1900−1804 )2+(1737−1804 )2+(1840−1804 )2+(1910−1804 )2

6−1=

¿89 , 8 mm

SL=√ (2705−2860 )2+(2750−2860 )2+ (2780−2860 )2+(3002−2860 )2+(3075−2860 )2+(2850−2860 )2

6−1=

¿147 , 6 mm

SE1=√ (1562−1612 )2 +(1580−1612 )2 +(1570−1612 )2 +(1676−1612 )2+(1645−1612 )2+(1640−1612 )2

6−1=

=47 ,4 mm

SE2=√ (1572−1613 )2+(1580−1613 )2+(1570−1613 )2+ (1676−1613 )2 +(1648−1613 )2+(1635−1613 )2

6−1=

=45 ,4 mm

g) calculul abaterii mediei pătratice a consolei faţă:

h) calculul abaterii mediei pătratice a consolei faţă:

i) calculul abaterii mediei pătratice a gărzii la sol:

3) Calculul coeficientului de variaţie a valorilor parametrului respective:

Cvx=S x

x×100

[%] (2.3)a) calculul coeficientului de variaţie a valorilor lungimilor:

CvLa=

SLa

Lam

¿100=1684920

⋅100=3 ,41 %

b) calculul coeficientului de variaţie a valorilor lăţimilor:

Cvl=Sl

lm

×100=541913

⋅100=2, 82%

c) calculul coeficientului de variaţie a valorilor înălţimilor:

CvH=SH

H m

×100=89 , 81804

⋅100=4 ,97 %

d) calculul coeficientului de variaţie a valorilor ampatamentelor:

CvL=S L

Lm

×100=147 , 62860

⋅100=5 ,16%

e) calculul coeficientului de variaţie a valorilor ecartamentelor faţă:

CvE1=

S E1

E1 m

¿100=47 , 41612

⋅100=2 , 94%

f) calculul coeficientului de variaţie a valorilor ecartamentelor spate:

CvE2=

SE2

E2m

¿100=45 , 41613

⋅100=2 , 81 %

g) calculul coeficientului de variaţie a valorilor consolelor faţă:

9

SC1=√ (765−866 )2+( 965−866 )2+(870−866 )2

3−1=100 mm

SC2=√ (1355−1205 )2 +(1119−1205 )2+(1143−1205 )2

3−1=129 ,8 mm

Shs=√ (210−216 )2+ (235−216 )2+(204−216 )2

3−1=30 mm

CvC1=

SC1

C1 m

¿100=100866

⋅100=11 , 5%

h) calculul coeficientului de variaţie a valorilor consolelor spate:

CvC 2=

SC2

C2 m

¿100=129 ,81205

⋅100=10 ,7%

i) calculul coeficientului de variaţie a valorilor gărzii la sol:

Cvh s=

Shs

hsm

¿100=30216

⋅100=13 , 8%

4) Determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii:

|xales−x|< t( P ;k )⋅Sx

√N ms

; (2.4)

k=Nms−1 , în care t se alege din tabel ⇒ t=2,571

I x=( x−t⋅Sx

√ Nms

, x+t⋅Sx

√Nms) (2.5)

a) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru La :

|Lales−Lm|<2 ,571⋅147 , 6

√6⇒|4900−4920|<154 ,9⇒20<154 ,9( A )

I La=(La−t⋅

SLa

√N ms

, La+t⋅S L

a

√N ms)=(4920−154 , 9 ,4920+154 , 9 )=( 4765 ,1 , 3074 , 9 )

⇒valoarea aleasă se încadrează în intervalul de încredere

b) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru l:

|lales−lm|<2 ,571⋅54

√6⇒|1910−1913|<56 ,6⇒3<56 , 6( A )

I l=(l−t⋅Sl

√N ms

, l+ t⋅S l

√ Nms)=(1913−56 ,6 ,1913+56 , 6 )=(1856 ,4 ,1969 ,6 )

⇒valoarea aleasă se încadreaza în intervalul de incredere

c) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru H:

|Hales−Hm|<2 ,571⋅89 ,8

√6⇒|1890−1804|<94 ,2⇒86<94 ,2( A )

I H=(H−t⋅SH

√ Nms

, H+t⋅S H

√N ms)=(1804−94 , 2, 1804+94 , 2 )=(1709 , 8 , 1898 ,2 )


10

d) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru L:

|Lales−Lm|<2 ,571⋅147 , 6

√6⇒|2850−2860|<154 , 9⇒10<154 , 9( A )

I L=(L−t⋅SL

√ Nms

, L+t⋅SL

√N ms)=(2860−154 , 9 , 2860+154 , 9 )=(2705 , 1, 3014 , 9 )


e) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru E1:

|Eales−Em|<2 ,571⋅47 , 4

√6⇒|1620−1612|<49 , 7⇒8<49 , 7( A )

I E=(E−t⋅SE

√Nms

, E+t⋅SE

√ Nms)=(1612−49 ,7 ,1612+49 ,7 )=(1562 , 3 ,1661 , 7 )


f) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru E2:

|Eales−Em|<2 ,571⋅45 , 4

√6⇒|1620−1613|<47 ,6⇒7<47 ,6( A )

I E=(E−t⋅SE

√Nms

, E+t⋅SE

√ Nms)=(1613−47 ,6 , 1613+47 ,6 )=(1565 ,4 ,1660 , 6 )

⇒valoarea aleasă se încadrează în intervalul de încredere g) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru C1:

|Cales−Cm|<2 ,571⋅100

√6⇒|850−866|<104 , 9⇒16<104 , 9( A )

I C=(C−t⋅SC

√N ms

, C+ t⋅SC

√ Nms)=(866−104 , 9 , 866+104 , 9 )=(761 ,1 , 970 , 9 )


h) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalitatii pentru C2:

|Cales−Cm|<2 ,571⋅129 ,8

√6⇒|1200−1205|<136 ,2⇒5<136 , 2( A )

I C=(C−t⋅SC

√N ms

, C+ t⋅SC

√ Nms)=(866−104 , 9 , 866+104 , 9 )=(761 ,1 , 970 , 9 )


i) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru hz :

11

|hsales

−hsm|<2 , 571⋅

30

√6⇒|230−216|<31 ,4⇒14<31,4 ( A )

I hs=(hs−t⋅

Shs

√N ms

, hz +t⋅Sh

s

√N ms)=(216−31 ,4 ,216+31 ,4 )=(184 ,6 ,247 ,4 )

⇒valoarea aleasa se încadrează în intervalul de încredere

O atenţie marită trebuie acordată alegerii ampatamentului, care influenţează în mod hotărâtor caracteristicile de masă şi dimensiunile autovehiculului, capacitatea de trecere, stabilitatea, manevrabilitatea şi confortul la oscilaţii. În alegerea parametrilor dimensionali s-au luat în vedere

următorii parametrii specifici: L/ La=0 ,57÷0 ,67 (2.6) şi ecartamentul mediu E=0,5 (E1+ E2) (2.7) care trebuie să satisfacă relaţia E /l=0 ,81÷0 , 86 (2.8).

Astfel am stabilit următoarele dimensiuni principale ale autovehiculului:

L/ La=28504900

=0 , 58 si

E /l=16201910

=0 ,84satisfac relaţiile (2.6) respectiv (2.8)

Deasemenea am ales o gardă la sol mai mare pentru că autovehiculul peoiectat este de tipul SUV şi acesta va trebui să se comporte cât mai bine pe teren accidentat.

2.1.1.2.Determinarea principalilor parametri masici:

Masa totală maximă calculate (masa totală maximă constructive) a automobilului este dată de expresia :

ma=m0+mu (2.9)

în care m0 [kg] este masa proprie de exploatare a autovehiculului, iar mu [kg] reprezintă sarcina utilă maximă constructivă sau sarcina nominală a automobilului. Masa proprie este alcatuită din masa structurii de rezistenţă şi de protecţie a automobilului şi din suma maselor tuturor subansamblurilor ce compun automobilul, la care se adaugă si masele aferente combustibilului, lubrifianţilor şi lichidului de răcire. Masa proprie a autoturismului defineşte clasa acestuia care se corelează şi cu capacitatea cilindrică. În tabelul 2.1 se prezintă o clasificare a autoturismelor după capacitatea cilindrică în clase şi grupe în corespondenţă cu masa proprie uscată.

12

{La=4900 mm ¿ {l=1910 mm ¿ { H=1890 mm ¿ { L=2850 mm ¿ {E1=1620 mm ¿ {E2=1620 mm ¿ {C1=850 mm ¿ {C2=1200 mm ¿ ¿¿¿

Tabelul 2.1.1

Clasa Grupa Capacitatea cilindrica a

motorului, cm3 Masa proprie uscata, kg

Foarte mica1 ¿ 849 <6492 850¿ 1099 650¿ 799

Mica1 1100¿ 1299 800¿ 8992 1300¿ 1499 900¿ 9993 1500¿ 1799 1000¿ 1149

Medie1 1800¿ 2499 1150¿ 12992 2500¿ 3499 1300¿ 1499

Mare1 3500¿ 4999 1500¿ 18992 ¿ 5000 ¿ 1900

1) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare:Folosind formula (2.1) vor rezulta:

a) determinarea masei proprii: m0 m=

∑ j=1

6m0

j

6=

1845+1908+2275+2325+2450+26156

=2236kg

b) determinarea masei totale:

mtm=∑ j=1

6mt

j

6=

2505+2586+3030+3120+3150+33006

=2948 kg

2) Calculul abaterii mediei pătratice a valorilor:Folosind formula (2.2) vor rezulta:

a) calculul abaterii mediei pătratice a masei proprii:

b) calculul abaterii mediei pătratice a masei totale:

3) Calculul coeficientului de variaţie a valorilor parametrului respective:Folosind formula (2.3) vor rezulta:

13

Sm0=√ (1845−2236 )2 +(1908−2236 )2+ (2275−2236 )2 +(2325−2236 )2+ (2450−2236 )2+(2615−2236 )2

6−1=

=303 kg

Smt=√(2505−2948 )2+ (2586−2948 )2+(3030−2948 )2+ (3120−2948 )2 +(3150−2948 )2+(3300−2948 )2

6−1=

=325 kg

a) calculul coeficientului de variatie a valorilor maselor proprii:

Cvm0=

Sm0

m0m

¿100=3032236

⋅100=13 ,55 %

b) calculul coeficientului de variaţie a valorilor maselor totale:

Cvmt=

Smt

mt m

¿100=3252948

⋅100=11 , 02 %


|xales−x|< t( P ;k )⋅Sx

√N ms

; (2.4)

k=Nms−1 , în care t se alege din tabel ⇒ t=2,571

I x=( x−t⋅Sx

√ Nms

, x+t⋅Sx

√Nms) (2.5)

a) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru m0 :

|males−mm|<2 ,571⋅303

√6⇒|2500−2236|<318⇒264<318 ( A )

I m0=(m0−t⋅

Sm0

√ Nms

,m0+t⋅Sm

0

√N ms)=(2236−318 ,2236+318 )=(1918 ,2554 )

⇒valoarea aleasă se incadrează în intervalul de încredere

b) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru mt :

|males−mm|<2 ,571⋅325

√6⇒|3200−2948|<341 ,1⇒252<341 ,1( A )

I mt=(mt−t⋅

Smt

√ Nms

,mt +t⋅Sm

t

√ Nms)=(2948−341 ,1 ,2948+341 ,1 )=(2606 ,9 ,3289 ,1 )


Luând în considerare tabelul 2.1.1 şi faptul că autovehiculul proiectat face parte din clasa mare, am ales masele autovehiculului.

{m0=2500kg ¿ ¿¿¿

de unde rezultă o masa utilă mu =700kg (conform relaţiei 2.9)

14

2.1.1.3. Determinarea parametrilor dimensionali şi masici a subansamblurilor

Se va face procentual din masa proprie a autovehiculului stabilită anterior, de 2500kg, şi în funcţie de clasa autovehiculului (clasa mare). Rezultatele sunt centralizate in tabelul 2.1.2.

Tab.2.1.2

2.1.2 Determinarea formei şi a spaţiului util inclusiv a postului de conducere

2.1.2.1 Definirea spaţiului pentru postul de conducereConducătorului autovehiculului trebuie să i se asigure un spaţiu şi o poziţie corespunzătoare

astfel încât: postura să fie comodă fiziologic; să nu producă oboseală excesivă şi îmbolnavire; să existe libertate de miscare pentru acţionarea volanului, manetelor de comandă şi a pedalelor, care trebuie să fie accesibile şi plasate astfel încat solicitările conducătorului să fie minime; să se asigure vizibilitatea corespunzătoare. Aşadar, postul de conducere trebuie să fie organizat în concordanţă cu cerinţele ergonomice definite prin dimensiuni şi forme în concordanţă cu date antropometrice şi cu cerinţe fiziologice ale conducatorului autovehiculului. Plecând de la cercetările efectuate cu privire la date antropometrice şi la fiziologia muncii, în general, s-au stabilit norme privitoare la organizarea postului de conducere al automobilului.

În urma determinărilor antropometrice se stabilesc asa-numitele grupe dimensionale reprezentative. Grupa reprezentativa x% (0<x<100) este definită de o persoană reprezentativă având unele dimensiuni ale corpului mai mari decât dimensiunile corespunzatoare a x% personae din întreaga populaţie adultă. Altfel spus, x% din populaţia adultă prezintă dimensiunile respective mai mici sau cel mult egale cu cele ale persoanei reprezentative. Potrivit standardelor sunt avute în vedere

15

trei grupe reprezentative: 10%, 50%, 90%. Corespunzător grupelor reprezentative se defineşte manechinul bidimensional (fig 2.1.1).

Manechinul bidimensional se execută la scară din folie de dural sau plastic acrilic şi reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin; constă din tors şi segmentele picioarelor asamblate cu articulaţii prevăzute cu scări pentru măsurarea unghiurilor.

Pentru toate cele trei grupe dimensionale lungimea torsului se consideră aceeaşi, diferentele constând în lungimile coapselor B şi gambelor A. Manechinul grupa de 90% are lungimea A=444mm si B=456mm.

Fig 2.1.1Poziţia manechinului pe scaunul şoferului este definită de dimensiunile a si b (poziţia articulaţiei

H a şoldului faţă de partea verticală a panoului despărţitor de compartimentul motorului, respectiv faţă de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun şi verticală, de unghiurile β şi δ care reprezintă unghiurile principalelor articulaţii ale manechinului. Manechinul în această pozitie este prezentat în fig 2.1.2.

Fig 2.1.2

16

Recomandări pentru scaunul şoferului şi pasagerului faţă:- partea înclinată a podelei nu trebuie să fie mai mică de 306 mm;- înălţimea articulaţiei H deasupra podelei nu trebuie să fie mai mică de 100 mm;- scaunul trebuie să aibă un dispozitiv de reglare a poziţiei relative faţă de parbriz şi faţă de

comenzi atât în direcţie longitudinală cât şi în direcţie verticală;- verificarea poziţiei scaunului se face în poziţia extremă spate şi jos cu manechinul 90, apoi se

verifică în poziţia medie cu manechinul 50 şi poziţia maxima faţă cu manechinul 10;- valorile medii recomandate pentru autoturism, pentru unghiurile α, β si δ sunt prezentate in

tabelul 2.1.3;

Tab 2.1.3

- poziţionarea punctului superior F al manechinului bidimensional faţă de acoperis trebuie să respecte dimensiunile din fig 2.1.3

Fig 2.1.3În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasată la mijloc totdeauna, pentru ca aceştia să fie cât mai bine protejati.

“Caroseria de securitate” se obţine prin următoarele măsuri: rigidizarea construcţiei fără reducerea vizibilităţii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan şi pereţii laterali, montarea

17

limite am ales

α [° ] 20-30 20

β [° ] 60-110 92

δ [° ] 75-130 113

unor mânere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fără proeminenţe, montarea unor “air-bag”-uri frontale si laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului şi a parasolarelor, folosirea coloanelor de direcţie telescopice şi a unui volan uşor deformabil în direcţie axială, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caoseriei geamul să sară în afară.

În figura 2.1.4 sunt prezentate, după recomandările STAS 12613-88 dimensiunile postului de conducere, iar in tabelul 2.1.4 sunt prezentate limitele de modificare ale acestor mărimi.

Fig 2.1.4

Tab 2.1.4

Nr. Crt. Dimensiunea Limita de modificare

Valoarea aleasa

1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β [° ] 9…33 16

2. Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz [mm]130…320 828 3. Cursa orizontală a punctului R [mm] min. 130 130 4. Diametrul volanului, D [mm] 330…600 450

5. Unghiul de înclinare a volanului, α [° ] 10…70 18

6.Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul calcaiului, Wx [mm]

660…152 446

7.Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, Wz [mm]

530…838 644

18

Având în vedere cele de mai sus, s-a putut dimensiona postul de conducere, iar în figura 2.1.5 este prezentat schiţat postul de conducere.

Fig 2.1.5

2.1.2.2 Definirea spaţiului pentru pasageri

Pentru organizarea acestuia se ţine cont de condiţiile ergonomice discutate anterior la organizarea postului de conducere, folosindu-se manechine corespunzătoare. Pentru pasagerul aflat în rând cu conducătorul autovehiculului spaţiul va fi identic cu spaţiul pentru conducător. Locurile din spate sunt plasate pe o bancheta comuna, automobilul având în total 5 locuri.

Pentru autoturisme, distanţa care defineşte spaţiul liber pentru genunchi variază între10 mm şi 110 mm. Evident, autoturismul proiectat fiind din clasa mare, această valoare va avea valori din partea superioară a intervalului. Deasemenea, distanţa dintre punctul R al şoferului si punctul R al pasagerului va aparţine intervalului 750 mm şi 860 mm. Şi în acest caz se vor alege valori mai mari.

În partea de sub banchetă, podeaua nu trebuie să fie la o distanţă mai mică de 50 mm faţă de partea superioară deformată a pernei sub greutatea pasagerului.

2.1.2.3 Dimensiunile volumului util

Dimensiunile portbagajului sunt stabilite în funcţie de tipul, destinaţia şi construcţia automobilului. Dintre dimensiunile care caracterizează aceste zone ale automobilului se menţionează:

- mărimea volumului util exprimat în dm3;

- dimensiunile volumului util: lungime, lăţime, înălţime, exprimate in [mm];- volumul si dimensiunile unor elemente constructive care opturează volumul util ca de exemplu

pasajele roţilor, locaşul roţii de rezervă etc.;- nivelul suprafeţei utile faţă de sol exprimat în [mm];- pasul scaunelor, a banchetelor, mărimea suprafeţelor libere, dimensiunile scărilor şi a uşilor de

acces.

19

Spaţiul pentru bagaje se organizează astfel încât acesta să poată fi folosit cât mai bine. În acest scop, în primul rând, trebuie să se cunoască cât mai exact cerinţele cumpărătorilor din categoria celor care sunt avuţi în vedere. În general, dimensiunile acestui spaţiu se aleg multiplii de 50 mm astfel încât să se poată introduce obiecte cu dimensiuni standardizate în concordanţă şi cu SR ISO 3832. Încât mai indicat este să se asigure plasarea cât mai favorabilă a celor două module etalon (tip A si tip B) prevăzute de acest standard pentru a fi folosite la evaluarea volumului de referinţă al portbagajului. Este de reţinut că determinarea acestui volum se face fără a ţine seama de spaţiul ocupat de roată de rezervă şi cric. În condiţii practice, utilizarea acestui spaţiu se face prin plasarea unor geamantane şi saci de golf. O lungime de 700 mm în spatele aripii interioare a roţilor asigură un spatiu suficient.

2.1.3 Întocmirea schiţei de organizare generală

Stabilirea organizării generale este de importanţă crucială pentru definirea soluţiei constructive a automobilului cu consecinţe hotărâtoare asupra calităţilor sale de mers şi de exploatare. În cele ce urmează se analizează suficient de detaliat soluţia de organizare generală a automobilului. În urma acestei activităţi se predetermină parametrii automobilului care sunt necesari la efectuarea calcului de tracţiune.

Prin organizarea generală a unui autovehicul se înţelege dispunerea relativă a postului de conducere şi a spaţiului util precum şi a grupului motor-transmisie faţă de punţile autovehiculelor. Totodată prin definirea organizării generale se precizează numărul şi poziţia punţilor motoare. Rolul hotărâtor în precizarea soluţiei de organizare generală îl are poziţia punţilor motoare ale automobilului. Organziarea generală are anumite particularităţi condiţionate de tipul automobilului. În cazul de faţă, fiind vorba de un autovehicul de tip SUV cu tracţiune integrală (4x4), autovehiculul va avea două punţi motoare, cu motor dispus longitudinal în partea din faţă, schimbătorul de viteze va avea inclus un diferenţial şi transmisie principală de tip conică pentru puntea motoare faţă, şi o ieşire pentru transmisia cardanică pentru puntea motoare spate, care va avea şi ea un diferenţial cu transmisie principală de tip conică cu acelaşi raport de transmitere ca şi cea pentru puntea faţă. În cele ce urmează se prezintă desenele de ansamblu ale schiţei de organizare generală ale autovehiculului proiectat:

Fig 2.1.6

20

În figura 2.1.6 este prezentată organizarea generală a autovehiculului din lateral. Se pot observa dispunerea după cum urmează: 1- intercooler2- radiator climatizare3- radiator răcire4- motor5- sistemul de evacuare6- ambreiaj7- schimbător de viteze8- baterie de acumulatori9- sistemul de direcţie10- arborele cardanic11- scaun şofer12- banchetă pasageri13- rezervor de combustibil14- punte motoare faţă15- punte motoare spate

În figura 2.1.7 este prezentată vederea de sus a autovehiculului iar în figura 2.1.8 este prezentat autovehiculul din faţă.

Fig 2.1.7

21

Fig 2.1.8

22

2.1.4 Determinarea poziţiei centrului de masă al automobilului2.1.4.1 Determinarea poziţiei centrului de masă la sarcina utilă nulă

Dacă forma exterioară a autovehiculului este corespunzătoare şi din punct de vedere al designului se trece la determinarea pozitiei centrului de greutate şi a încărcărilor la puntile autovehiculului. Pentru aceasta este necesar să se cunoască poziţiile centrelor de greutate ale subansamblurilor autovehiculului şi ale încărcăturii. Dacă un subansamblu există ca atare, poziţia centrului sau de greutate se poate determina experimental cu metodele cunoscute. Centrele de greutate ale subansamblurilor trebuie determinate într-un mod aproximativ. Pentru fiecare subansamblu se caută, în vederea din profil, să se delimiteze din suprafaţa sa porţiuni care se asimileaza cu dreptunghiuri sau trapeze. Pentru fiecare din suprafeţele aferente acestor figuri se poziţionează centrul de greutate. Pentru simplitate, se consideră că centrul de greutate se află la intersecţia diagonalelor figurii respective, ceea ce, în cazul trapezelor nu este exact, dar, în virtutea aproximaţiilor făcute, eroarea nu este semnificativă. Bineînteles, fiecărei figuri i se ataşează o masă, care a fost stabilită la punctul 2.1.1.3. În cazul caroseriei este recomandabil, de asemenea, să se delimiteze mai multe părţi, pentru fiecare din ele determinându-se poziţia centrului de greutate şi masa corespunzătoare.

În figura 2.1.9 s-a întocmit discretizarea caroseriei, determinându-se astfel următoarele componente: 1-aripa faţă, 2-portieră faţă, 3-podea, 4-portieră spate, 5-parte vitrată, 6-plafon, 7-aripă spate.

Fig. 2.1.9

În figura 2.1.10 se poate observa cum s-au stabilit poziţiile centrelor de greutate ale parţilor componente ale caroseriei, iar pe baza acestora şi în funcţie de ponderile parţilor componente ale caroseriei prezentate în tabelul 2.1.5 s-a stabilit poziţia centrului de greutate în tabelul 2.1.6. De menţionat că s-a considerat centrul axei de coordonate în centrul roţii faţă şi s-a considerat masa totală a caroseriei de 875 kg (cum s-a calculat la punctul 2.1.1.3).

Fig 2.1.10

23

Tab 2.1.5

Tab 2.1.6

24

Conform tabelului 2.1.6, centrul de greutate al caroseriei este în punctul (xG ,yG )=(1913 , 755).

În figura 2.1.11 s-a trasat vectorul G19 al forţei de greutate al caroseriei în punctul de coordonate (1913,755).

Fig 2.1.11

În cazul sarcinii utile nule, se va considera masa autoturismului şi masa conducătorului de 75 kg. În figura 2.1.12 s-au trasat vectorii forţelor de greutate ale tuturor subansamblelor

autovehiculului inclusiv G19 determinat anterior. S-a ţinut cont ca centrul de greutate al unei persoane aşezate pe scaun va fi plasat la 50 mm de punctul R în sensul de mers şi 180mm pe verticală faţă de punctul R.

Fig 2.1.12

25

În tabelul 2.1.7 se determină poziţia centrului de greutate al autovehicolului. De menţionat ca şi aici s-a considerat sistemul de axe în centrul roţii faţă.Tab. 2.1.7

26

Conform tabelului 2.1.7, centrul de greutate al autovehiculului în cazul sarcinii utile nule este în

punctul (xg 0 ,

y g0 )=(1211 , 407). În figura 2.1.13 s-a trasat vectorul G0 al forţei de greutate al autovehiculului în punctul de coordonate determinat anterior.

Fig 2.1.13

2.1.4.2 Determinarea poziţiei centrului de masă la sarcina utilă maximă constructivă

Autovehiculul proiectat are, aşa cum s-a stabilit la punctul 2.1.1.2, masa utila de 700 kg şi o masă maximă constructivă de 3200 kg. Pentru determinarea poziţiei centrului de masă la sarcina utilă maximă se va considera că în autovehicul se află conducatorul, ce cantareste 75 kg, împreuna cu patru pasageri, cântărind fiecare 68 kg potrivit SR ISO 2416. Va rezulta faptul că restul de încărcătură va fi de 353 kg. Autovehiculul proiectat are posibilitatea de a transporta pe acoperis o parte din încărcătură. Masa bagajelor dispuse uniform se calculeaza cu relaţia:mba=75⋅Abac , unde Abac [m

2] este aria suprafeţei destinate bagajelor dispuse pe acoperiş.

În cazul de faţă mba=75⋅1603⋅951⋅10−6≃114 kg . Va rezulta că în portbagaj va fi dispusă uniform o încărcătură de maxim 103 kg. În figura 2.1.14 s-au trasat vectorii centrelor de greutate ale subansamblurilor autovehiculului, ale conducătorului şi pasagerilor, precum şi bagajului de pe acoperiş şi din portbagaj.

Fig. 2.1.14

27

În tabelul 2.1.8 se determină poziţia centrului de greutate al autovehicolului. De menţionat că şi aici s-a considerat sistemul de axe în centrul roţii faţă.

Tab. 2.1.8

28

Conform tabelului 2.1.8, centrul de greutate al autovehiculului în cazul sarcinii utile

maxime este in punctul (xg ,

y g )=(1499 , 526). În figura 2.1.15 s-a trasat vectorul G1 al forţei de greutate al autovehiculului în punctul de coordonate determinat anterior.

29

Fig. 2.1.15

2.1.4.3 Determinarea încărcării la punţi şi a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere

Încărcările statice la cele două punţi corespunzătoare celor două situaţii de încărcare sunt:1.) pentru automobilul cu sarcina utila nulă:

G01=b0

L⋅G0=

L−x g 0

L⋅m0⋅g=2850−1211

2850⋅2500⋅9 , 81=1410 , 4

daN; (2.6)

G02=

a0

L⋅G0=

x g0

L⋅m0⋅g=1211

2850⋅2500⋅9 , 81=1188

daN; (2.7)

2.) pentru automobilul cu sarcina utilă maximă:

G11=bL⋅Ga=

L−xg

L⋅mt⋅g=2850−1499

2850⋅3200⋅9 ,81=1488 , 1

daN; (2.8)

G22=aL⋅Ga=

xg

L⋅mt⋅g=1499

2850⋅3200⋅9 , 81=1651,1

daN; (2.9)

unde G0 este greutatea automobilului la sarcina utilă nulă;

Ga este greutatea automobilului la sarcina utilă maxim constructivă;

În tabelul 2.1.9 se prezintă valori medii pentru parametri centrului de masă ai automobilului, în comparaţie cu cei rezultaţi la automobilul proiectat.

30

Tab. 2.1.9 Parametrul Starea Valori medii Valoare determinata

a/L gol 0,45...0,54 57,5 incarcat 0,49...0,55 47,4

b/L gol 0,16...0,26 42,5 incarcat 0,17...0,26 52,6

Pentru aprecierea solicitării drumului din punct de vedere al încărcărilor la punţi se foloseşte urmatoarea marime:

F sol=∑j=1

N p

G j4

10⋅G a

¿80[103daN ] (2.10)

în care G j si Ga se exprimă în 103

daN

F sol=∑j=1

N p

G j4

10⋅G a

=G1

4+G 24

10⋅Ga

=1 , 48814 +1 , 65114

10⋅3 ,1392⋅9 , 81=0 ,4005

103 daN <80 103 daN ;

2.1.4.4 Verificarea capacităţii de trecere şi a stabilităţii longitudinale

Încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere şi parametrii geometrici ai capacităţii de trecere. Definitivarea lor este încheiată odată cu intocmirea schiţei de organizare generală şi a desenului de ansamblu.

Unghiul de rampă trebuie să fie cel puţin egal cu unghiul pantei maxime impuse în tema de proiect (60 ° ).

În tabelul 2.1.10 se prezintă parametrii geometrici ai capacităţii de trecere.

Tab. 2.1.10Garda la sol [mm] 230

Unghiul de atac [° ] 25

Unghiul de degajare [° ] 26

Condiţiile cele mai dificile la înaintare, pentru automobile sunt, în general, la urcarea pantei

maxime impusă prin tema de proiectare (pmax=tgα p max ). In cazul de fata,

α p max=30 , 9 °.

Expresia unghiului limită de patinare sau de alunecare (când roţile motoare ajung la limita de aderenţă) în cazul tracţiunii integrale, este:

tg α pa=ϕx (2.11)

Pentru un coeficient de aderenţă ϕ x =0,75 rezultă unghiul limită de patinare α pa=36 , 8 °

.La deplasarea pe drumul cu panta maximă impusă prin temă nu trebuie să se producă

rasturnarea automobilului. Unghiul limită de rasturnare este dat de relaţia:

α pr=arctg( bhs

)=arctg (1351230 )=80 ,3 °

(2.12)Condiţiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe panta maximă impusă prin

temă, sunt:α pr≥α pa≥α p max

80 , 3 °≥36 , 8 °≥30 , 9 ° (adevarat) (2.13)31

2.1.5 Alegerea pneurilor şi stabilirea caracteristicilor

Pneurile automobilelor se fabrică într-o mare varietate de tipuri şi de dimensiuni, care se realizează în concordanţă cu anumite norme şi standarde.

O caracteristică esenţială a unui pneu o reprezintă capacitatea portantă care este definită prin încărcarea radială maximă suportată de acesta. La această încărcare se asigură rularea în condiţii de siguranţă pentru un parcurs dat, în condiţiile precizate de constructor. Fiind ales numărul de pneuri la fiecare punte, încărcarea statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime calculate va fi:

Z pj=G j

N j (2.14)

⇒Z1=1488 ,1

2=744 , 05 daN

si Z2=

1651 , 12

=825 ,55 daN

Capacitatea portantă necesară a pneului (definită ca fiind încărcarea radială maximă suportată de acesta) va fi:

Qpnec=max (Z1 , Z2)

kg (2.15)

unde k g =0,9 în cazul autoturismelor

⇒Q pnec=825 , 55

0,9=917 ,27

daN;

Din catalogul firmei MICHELIN am ales anvelopa 265/60 R 18 110 HIndicele de sarcină 110 îi corespunde o capacitate portantă de 1155 daN.

Qp=1155≥917=Qpnec

Caracteristicile pneului ales sunt următoarele:

- simbolizare anvleopa : 265/60 R 18 110 H;

- lăţimea secţiunii pneului: Bu=265mm;

- diametrul exterior: De=2⋅Bu⋅ρna+Das=2⋅265⋅0,6+18⋅25 ,4=775 , 2mm;

- raza liberă: r0=0,5⋅De=387 ,6 mm;- valoarea razei libere:

rr= λ⋅r 0 , λ=0 ,9325

⇒ rr=0 , 9325⋅387 ,6=361 , 4 mm;

- valoarea razei statice: r s=rr=1 , 04⋅r s=375 , 9mm;

- capacitatea portantă a pneului: Qp =1155 daN;

- presiunea aerului din pneu ( pa ) corespunzătoare capacităţii portante:

- viteza maximă de exploatare a pneului: V max p=210

km/h

viteza maximă impusă în temă este de V max=180km/h, deci se indeplineşte condiţia următoare: V max p≥V max

32

2.2.Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenţă a aerului, a ariei secţiunii transversale maxime

şi a randamentului transmisiei

2.2.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor

Coeficientul de rezistenţă la rulare are o influenţă hotărâtoare asupra puterii necesare a motorului şi asupra consumului de combustibil. Rezistenţa la rulare depinde de un număr mare de factori, într-un mod destul de complicat, astfel încât elaborarea unei metode teoretice de calcul al acesteia este dificilă. În consecinţă, pentru evaluarea coeficientului de rezistenţă la rulare se folosesc date experimentale obţinute în diverse moduri. Pentru un anumit drum şi o presiune dată a aerului din anvelopă coeficientul de rezistenţă la rulare se exprimă în funcţie de viteza automobilului. Majoritatea datelor din literatură se referă la roţile conduse. Dependenţa coeficientului de rezistenţă la rulare faţă de viteza automobilului se exprimă, cel mai frecvent, printr-o funcţie polinomială:

f =f 0+ f 01V + f 02 V 2+ f 04 V 4, (2.16)

în care f 0 este coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, iar f 01 ,f 02 ,f 04 sunt coeficienţi de influenţă a vitezei asupra coeficientului de rezistenţă la rulare.

Dacă se consideră vitezele până la cele maxime ale autovehiculului, în funcţie şi de caracteristicile pneului, se poate folosi exprimarea parabolică de forma:

f =f 0+ f 01V + f 02 V 2(2.17)

în care valorile f 0 ,f 01 ,f 02 pot fi consideraţi din tabelul 2.2.1, valori obţinute experimental.

Tab. 2.2.1 Tipul pneului f 0 f 01 , [ h/km ] f 02 , [h2 /km2 ]

Diagonal cord metalic 1,3295¿10−2

-2,8664¿10−51,8036¿10−7

cord textil 1,3854¿10−2-1,21337¿10−5

1,6830¿10−7

Radial

sectiune f. joasaρna ={0,6;0,7}

1,6115¿10−2-9,9193¿10−6

2,3214¿10−7

sectiune joasaρna ={0,75;0,8}

1,6110¿10−2-1,0002¿10−5

2,9152¿10−7

superbalonρna≃¿ ¿0,82

1,8360¿10−2-1,8725¿10−5

2,9554¿10−7

Având în vedere că pentru autovehiculul proiectat am ales la punctul 2.1.5 anvelopa 265/60

R 18 110 H, vor rezulta conform tabelului 2.2.1 urmatoarele valori ale coeficientilor f 0 ,f 01 ,f 02 :f 0 =1,6115¿10−2

;f 01 =-9,9193¿10−6

h /km ;f 02 =2,3214¿10−7 h2 /km2

;

33

variatia coeficientului de rezistenta la rulare

0

0.005

0.01

0.015

0.02

0.025

0 50 100 150 200 V [km/h]

f [-]

f=f(V)

În tabelul 2.2.2 se prezintă prin calcul tabelar variaţia coeficientului de rezistenţă la rulare, la diferite valori ale vitezei de rulare, iar în figura 2.2.1 se prezintă grafic variaţia coeficientului la rulare.

Tab. 2.2.2

V, [km/h] f, [-] V, [km/h] f, [-]

0 0.016115 120 0.018268

20 0.01601 140 0.019277

40 0.01609 160 0.020472

60 0.016356 180 0.021852

80 0.016808 190 0.022612

100 0.017445

Fig. 2.2.1

34

2.2.2Determinarea ariei secţiunii transversale

Aria secţiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiecţiei frontale a autovehicu-lului se obţine prin două metode:

1.) planimetrarea conturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu:

Utilizând această metodă se obţine o valoare a ariei proiecţiei frontale A=3,02 m2

.

2.) calculul cu relaţia: A=C f⋅(Ha−hb)⋅la+N pm⋅hb⋅Bu [m

2] (2.18)

unde Bu este lăţimea secţiunii anvelopei;hbeste înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale;la este lăţimea automobilului;N pm este numărul de pneuri (

N pm =2);C f este coeficientul de forma (

C f =0,89 pentru autoturisme);⇒ A=0 , 89⋅(1890−230 )⋅1910+2⋅230⋅265=2943734≃2 , 94m2

;

35

2.2.3.Determinarea coeficienului de rezistenţă a aerului

Factorul hotărâtor care determină coeficientul de rezistenţă a aerului c x este forma

autovehiculului. Din acest motiv este deosebit de utilă cunoaşterea lui c x pentru diferite modele reale de autovehicule. Acest factor se poate determina numai experimental, de aceea, pentru autovehiculul proiectat vom folosi valori medii ale parametrului aerodinamic (tab. 2.2.3):

Tab. 2.2.3 Tip autovehicul A [m

2] c x

Automobil sport 1,0...1,3 0,20...0,25Autoturism cu caroserie inchisa 1,6...2,8 0,30...0,50Autoturism cu caroserie deschisa 1,5...2,0 0,65...0,80Autobuz 3,5...7,0 0,70...0,80Autocamion cu platforma deschisa 3,0...5,3 0,90...1,00Autofurgon 3,5...8,0 0,60...0,75

Având în vedere că autoturismul proiectat este cu caroserie inchisă, şi are o arie A=2,94 m2

, aleg un

coeficient c x =0,50.

2.2.4.Determinarea randamentului transmisiei

La transmiterea mişcării de la motor la roţile motoare prin transmisie se produc pierderi de putere generate de frecări. Determinările experimentale au pus în evidenţă faptul că randamentul transmisiei depinde de un număr mare de factori: momentul transmis, turaţia arborelui primar, treapta cuplată a schimbatorului de viteză, temperatura lubrifiantului, nivelul şi calitatea lubrifiantului, particularităţile constructive ale transmisiei, starea tehnică a transmisiei etc. În faza iniţială a proiectării generale a autovehiculului luarea în considerare a tuturor factorilor este dificilă. De aceea, în această fază, se operează cu un randament constant mediu al transmisiei şi vom

considera ca ηt =0,85 în cazul automobilului 4x4 proiectat.

36

2.3. Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autovehiculului

2.3.1 Rezistenţa la rulare şi puterea corespunzătoare rezistenţei la rulare

Rrul=f (V )⋅Ga⋅cos α p [daN]; (2.19)

Prul=Rrul⋅V

360 [kW]; (2.20)

În cazul de faţă, α p =0° si Ga=3200⋅9 , 81=3139 daN;

Cu ajutorul relaţiilor 2.19 şi 2.20 se obţine tabelul 2.3.1.

Tab. 2.3.1

V [km/h] f(V)Rrul [daN] Prul [kW]

0 0.016115 50.58499 010 0.016039 50.34668 1.39851920 0.01601 50.25412 2.79189630 0.016027 50.3073 4.19227540 0.01609 50.50621 5.61180150 0.0162 50.85086 7.06261960 0.016356 51.34125 8.55687470 0.016559 51.97737 10.1067180 0.016808 52.75923 11.7242790 0.017103 53.68683 13.42171

100 0.017445 54.76017 15.21116110 0.017833 55.97924 17.10477120 0.018268 57.34406 19.11469130 0.018749 58.85461 21.25305140 0.019277 60.51089 23.53201150 0.019851 62.31292 25.96372160 0.020472 64.26068 28.5603170 0.021139 66.35418 31.33392180 0.021852 68.59342 34.29671

În figura 2.3.1 se obsevă variaţia rezistenţei la rulare iar în figura 2.3.2, variaţia puterii necesare învingerii rezistenţei la rulare.

37

Fig 2.3.1

Rezistenta la rulare

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 50 100 150 200

V [km/h]

R r

ul

[daN

]

Fig 2.3.2

P rul

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 50 100 150 200

V [km/h]

P r

ul

[kW

]

38

2.3.2 Rezistenţa aerului şi puterea corespunzătoare rezistenţei aerului

Ra=k⋅A⋅V x

2

13 [daN]; (2.21)

Pa=Ra⋅V

360 [daN]; (2.22)

in care k este coeficientul aerodinamic k=0 ,06125⋅cx (2.23)V x=V ±V v (2.24)

In cazul de fata nu se ia in considerare viteza vantului (V v=0 );Cu ajutorul relatiilor 2.21, 2.22, 2.23, şi 2.24 se obţine tabelul 2.3.2.

Tab. 2.3.2V [km/h] Ra [daN] Pa [kW]

0 0 020 0.942308 0.0523540 3.769231 0.41880360 8.480769 1.41346280 15.07692 3.350427

100 23.55769 6.543803120 33.92308 11.30769140 46.17308 17.9562160 60.30769 26.80342180 76.32692 38.16346

În figura 2.3.3 se obsevă variaţia rezistenţei aerului iar în figura 2.3.4, variaţia puterii necesare învingeriii rezistenţei aerului.

Fig 2.3.3

Rezistenta aerului

010

2030

4050

6070

8090

0 50 100 150 200

V [km/h]

Ra

[daN

]

39

Fig 2.3.4

Pa

05

101520253035404550

0 50 100 150 200

V [km/h]

Pa

[kW

]

Fig. 2.3.5

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

50

100

150

200

250

300

R rul

R a

V [km/h]

R [d

aN]

40

Fig. 2.3.6

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

20

40

60

80

100

120

140

P rul

P a

V [km/h]

P [k

W]

În tabelul 2.3.3 se arată rezistenţa totală şi puterea totală întampinată de autovehicul.

Tab. 2.3.3 V [km/h] R [daN] P [kW]

0 50.58499 020 53.02451 2.94580640 61.58775 6.84308360 76.27471 12.7124580 97.08539 21.57453

100 124.0198 34.44994120 157.0779 52.3593140 196.2597 76.32323160 241.5653 107.3624180 292.9946 146.4973

41

0

50

100

150

200

250

300

350

0 50 100 150 200

V [km/h]

R [

daN

]

În figura 2.3.7 se observă variaţia rezistenţei totale, iar în figura 2.3.8 variaţia puterii necesare învingeriii rezistenţei totale.

Fig. 2.3.7

Fig. 2.3.8

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 50 100 150 200

V [km/h]

P [

daN

]

În tabelul 2.3.4 se prezintă participaţiile procentuale ale componentelor din ∑ R si ∑ P la viteza maximă şi la viteza maximă impusă de circulaţia rutieră în localităţi şi în afara lor.

Tab. 2.3.450 km/h 90 km/h 180 km/h

Ra 18 % 45,3% 77,9%Pa 18% 46,6% 78,1%Rrul 82% 54,7% 22,1%Prul 82% 53,1% 21,9%

42

În figura 2.3.5 se observă că în timp ce rezistenţa la rulare este importantă încă de la începutul deplasării autovehiculului, rezistenţa aerului devine semnificativă după viteza de aproximativ 100 km/h. Deasemenea, şi în cazul puterii necesare învingerii rezistenţei aerului, aceasta are valori mari după 100 km/h.

2.4.Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus prin temă

2.4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime

Prin tema de proiectare se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului ( =180 km/h), la deplasarea acestuia în treapta de viteză cea mai rapidă (priza directă sau echivalentul ei), în palier. Pentru a avea o anumită acoperire, din punct de vedere a puterii, se poate admite că atingerea lui

se obţine pe o foarte mică pantă, =(0,05...0,3)% (în cazul de faţă se alege =0,3% deoarece autovehiculul proiectat este un SUV şi are nevoie de o rezervă de putere mai mare pentru urcarea

pantelor), rezultând în acest fel o putere maximă ( ) ceva mai mare decât în cazul deplasării în

palier ( =0).

Bilanţul energetic este: (2.25)

Pentru V= , rezultă că =0 şi deci ;Relaţia (2.25) devine:

(2.26)Astfel se poate determina puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime:

Pmax=V max

360∙ ηt

∙[ f (V max ) ∙Ga ∙ cosα p0+Ga ∙ sin α p0

+k ∙ A ∙ V max

2

13 ]=¿

¿180

360∙0,85∙ [ 0,022612 ∙3139 ∙ cos0,172+3139 ∙ sin 0,172+250,027 ]=205,2 kW (2.27)

Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin relaţia analitică:

(2.28)

sau, sub o formă simplificată: (2.29)

pentru V= , relaţia (2.29) va avea forma: (2.30)

Funcţia defineşte caracteristică la sarcină totală raportată şi depinde de tipul şi particulari-taţile constructive ale motorului. S-a impus prin temă tipul motorului (MAC), şi se adoptă valorile pentru

coeficienţii de adaptabilitate şi de elasticitate , utilizând metoda intervalului de încredere. Se

vor considera coeficienţii de adaptabilitate şi de elasticitate de la autovehiculul Audi Q7

43

( si ) şi de la Toyota Land Cruiser V8

( si ) deoarece au motoare a caror puteri se apropie cu valoarea puterii teoretice calculate de la (2.27).

1) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare:Folosind formula (2.25) vor rezulta:

a) determinarea coeficientului de adaptabilitate:

b) determinarea coeficientului de elasticitate:

2) Calculul abaterii mediei pătratice a valorilor:Folosind formula (2.26) vor rezulta:

a) calculul abaterii mediei pătratice a coefcientului de adaptabilitate:

b) calculul abaterii mediei pătratice a coeficientului de elasticitate:

3) Calculul coeficientului de variaţie a valorilor parametrului respective:Folosind formula (2.27) vor rezulta:

a) calculul coeficientului de variaţie a coefcientului de adaptabilitate:

b) calculul coeficientului de variaţie a coeficientului de elasticitate:


a) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru :

44

⇒ valoarea aleasă se încadrează în intervalul de încredere

b) determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii pentru :

⇒ valoarea aleasă se încadrează în intervalul de încredere

S-au stabilit : =1,3 si =0,6;

Se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii motorului:

(2.31*)

(2.31**)

Se adopta o valoare pentru mărimea raportată: (2.32)Se ţine cont ca =0,9...1,0 pentru MAC; aleg =0,95;

Se calculează puterea maximă necesară motorului teoretic, din relaţia (2.30):

(2.33)

45

în care (2.34)

;

Pentru stabilirea valorii turaţiei de putere maximă , se ţine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, în special de cele ale căror putere maximă este foarte apropiată

de cea calculată anterior. Astfel se va considera =3600 rot/min. Toţi parametri necesari modelării curbei de putere sunt cunoscuti şi relaţia (2.28) poate fi utilizată în gama de valori ale turaţiei:

(2.35)

unde =0,2 =720 rot/min şi = =3600 rot/min pentru MAC.

Turaţia de regulator se va considera =1,1 =3960 rot/min;Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relaţia de transformare:

(2.36)Se realizează tabelul 2.4.1 cu ajutorul relatiilor (2.28) şi (2.36):

Tab. 2.4.1 nmin nM nP nr

n [rot/min] 720 1080 1440 1600 1800 2160 2520 2880 3240 3600 3960

P [kW] 41.269.91125 100.94114.8683 131.9688 160.68179.3488 193.64 202.7813 206 0

M [daN] 54.67583 61.85204 66.9779 68.59792 70.05341 71.07858 68.00307 64.2441 59.80169 54.67583 0

Mmax Mp

Astfel s-a putut modela caracteristica teoretică la sarcină totală a motorului în fig. 2.4.1 şi curba momentului motor în fig. 2.4.2.

Fig. 2.4.1

46

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000

0

50

100

150

200

250

Caracteristica de putere

P

.

n [rot/min]

P [kW]

Fig. 2.4.2

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Caracteristica de moment

M

.

n [rot/min]

M [daNm]

2.4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcina totală

47

Se aleg motoarele cu care sunt echipate Audi Q7 si Toyota Land Cruiser V8 pentru ca au puterea maxima apropiata de cea teoretica. Se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala.

Pentru motorul de la Audi Q7 avem: si Se calculează valorile coeficienţilor de formă ai caracteristicii motorului:

=176 kW;

=4000 rot/min;

=0,2 =800 rot/min;Va rezulta tabelul 2.4.2 care reprezintă variaţia de putere a motorului pentru Audi Q7 la anumite turaţii:

Tab. 2.4.2n [rot/min] 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3600 4000P [kW] 27.24902 48.22066 71.84179 96.426 120.2868 141.7379 159.0927 170.6649 174.768

Pentru motorul de la Toyota LC V8 avem:

si Se calculează valorile coeficienţilor de formă ai caracteristicii motorului:

48

=210 kW;

=3600 rot/min;

=0,2 =720 rot/min;

Va rezulta tabelul 2.4.3 care reprezintă variaţia de putere a motorului pentru LC V8 la anumite turaţii:

Tab. 2.4.3n [rot/min] 720 1080 1440 1800 2160 2520 2880 3240 3600P [kW] 51.37272 79.24518 107.0698 133.77 158.1653 179.1224 195.505 206.1763 210

Tab. 2.4.4

Cu ajutorul tabelelor 2.4.1, 2.4.2,2.4.3 şi 2.4.4 se vor obţine curbele din figura 2.4.3.

Fig.2.4.3

49

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 10

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1

teoretic

Q7

LC V8

n/np

P/P

max

Din figura 2.4.3 se constată că este nevoie de motorul de pe Toyota Land Cruiser V8.

În figurile 2.4.4 se prezintă caracteristicile motorului la sarcină totală ales. Caracteristicile se trasează cu ajutorul tabelului 2.4.5

Tab. 2.4.5

Fig. 2.4.4

50

0

50

100

150

200

250

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500

n [rot/min]

P [kW]

0

10

20

30

40

50

60

70

80M [daNm]

M

P

2.5.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze

51

2.5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0 ) se face din condiţia ca automobilul impus prin tema să atingă viteza maximă la deplasarea sa în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze care este, în general, treapta de priză directă (pentru S.V. cu trei arbori) sau treapta similară acesteia (S.V. cu doi arbori).

Se ştie că: V=0 ,377

r r⋅n

i0⋅i sv [km/h] (2.5.1)

iar, pentru viteza maximă, relaţia devine : V max=0 ,377

rr⋅nv max

i0⋅iSN [km/h] (2.5.2)

în care iSN =1 (în cazul prizei directe)

iSN≃¿ ¿1 (în cazul S.V. cu 2 arbori)Deoarece automobilul proiectat face parte din clasa S.U.V. cu tracţiune 4x4 se va considera

schimbător de viteze cu 3 arbori ceea ce rezultă ca iSN =1;

Din relaţia 2.2.2 va rezulta: i0 pred=0 ,377

rr⋅nv max

iSN⋅V max (2.5.3)în care turaţia de viteză maximă se calculează cu relaţia:

nvmax=ς⋅np=0 , 95⋅3600=3420 rot/min (2.5.4)

⇒i0 pred=0 , 377⋅361, 4⋅10−3⋅34201⋅190

=2 , 452

Valoarea predeterminată a raportului i0 trebuie să fie definitivată (i0 ef ), ca fiind un raport al unor numere întregi, corespunzătoare numerelor de dinţi sau produselor de numere de dinţi ale roţilor dinţate în angrenare.

Deci, i0 ef=

pq , p ,q∈Ν (2.5.5)

în care i0 ef≠i0 pred .

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinţi, pornind de la valoarea predeterminată şi de la schema cinematică a transmisiei principale (fig. 2.5.1)

52

Fig. 2.5.1

Deoarece i0 pred <7, se adoptă o transmisie principală simplă, cu roţi dintaţe conice. în acest

caz, se defineşte i0=

zc

z p (2.5.6)La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului în unghi trebuie să se aleagă

numerele de dinţi astfel încât raportul efectiv să fie cât mai apropiat de cel predeterminat şi dimensiunile de gabarit al transmisiei principale să fie cât mai mici. Pentru transmisia principală

simplă se alege z p cu valoarea minima, care, însă, este dependentă de raportul i0 pred . În acest sens, pentru angrenajele conice se vor folosi recomandările firmei Gleason, indicate în tabelul 2.5.1

Tab. 2.5.1i0 2,5 3 4 5 6-7 >7

z p min 15 12 9 7 5 5

⇒ z p=15 ;

(6.6) ⇒ zc=z p⋅i0=15⋅2 , 452=36 , 78 ⇒ zc=37 ;

i01=3715

=2 , 466;

Se mai consideră z p=15 şi zc =38 ⇒i02=

3815

=2 , 533;

z p=14 şi zc =37 ⇒i03=

3514

=2,5;

Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective se face reprezentând

grafic variaţia Pr (V ) si Prez(V ), conform figurii 2.5.2 şi utilizând tabelul 2.5.2. Din figură se alege i0

=2,533 deoarece oferă o rezervă de putere mai mare decât oricare dintre cele 3, deşi viteza maximă este mai mică.

53

Tab. 2.5.2

2.5.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a

schimbătorului de viteze (iS 1)Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din următoarele condiţii:

- învingerea pantei maxime impusă prin tema de proiectare- deplasarea în palier, pe drum modernizat, cu o viteza minimă stabilită- solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc

2.5.2.1 Determinarea lui iS 1 din condiţia de pantă maximă impusă în temă

La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax , să se facă cu viteză constantă, redusă. Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:

iS 1=ψ max⋅Ga⋅rd

M max⋅i0⋅ηt (2.5.7)în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:

ψmax=f (0 )⋅cos α p max+sin αp max (2.5.8)

unde α p max=arctg ( pmax )=arctg0 , 60=30 , 96 ° (2.5.9)rd

r r

=0 , 95 .. . 0 ,98 ⇒ aleg rd

rr

=0,965

ψmax=f (0 )⋅cos α p max+sin αp max=0 ,016⋅cos30 ,96 °+sin 30 ,96 °=0 , 528

⇒iS1=0 ,528⋅3200⋅361 ,4⋅10−3⋅0 ,96565⋅2 ,533⋅0 ,85

=4 ,21

2.5.2.2 Determinarea lui iS 1 din condiţia de viteză minimă stabilită

Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drum modernizat în palier. Utilizând această condiţie valoarea acestui raport este dată de relaţia:

iS 1=0 , 377nmin⋅r d

i0⋅V min (2.5.10)

în care V min =6...10 km/h si nmin≃0,2 np=720 rot/min (2.5.11)

iS 1=0 , 377720⋅361 ,4⋅10−3⋅0 , 965

2 ,533⋅10=3 , 73

54

2.5.2.3 Determinarea lui iS 1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, în cazul

deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turatiei iniţiale a motorului, n0 , şi de mărimea

puterii specifice, Psp , se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei

trepte: is 1=0 ,11⋅

iSN

ς⋅n0⋅V max⋅√ ka

np⋅ca⋅Psp

⋅1μ (2.5.12)

unde n0=0 ,75⋅np=0 , 75⋅3600=2700 rot/min (pt. Diesel) (2.5.13)

k a=0 ,72 (pt. Diesel)

Psp=

P[ kW ]m [ t ]

=2103,2

=65 ,6

μ=

Lsp

M sp cu valorile recomandate: μ =860...1025 (se alege valoarea maximă a intervalului întrucât

cilindreea automobilului este de 4500 cmc3)

⇒i s 1=0 , 11⋅ 10 ,95

⋅2700⋅180⋅√ 0 ,723600⋅1 ,277⋅65 , 6

⋅ 11025

=2 , 86

Din determinările de la punctele 2.5.2.1, 2.5.2.2, 2.5.2.3 se alege cel mai mare iS 1 =4,21.

Bibliografie:- Aurel P. Stoicescu – Proiectarea performanţelor de tracţiune şi de consum ale

automobilelor. Editura Tehnică 2007

55

Capitolul 3

Studiul tehnico-economic al soluţiilor posibile pentru sistemul sau subansamblul de proiectat. Analiza detaliată a două sau trei variante şi

definitivarea soluţiei tehnice de concepţie propusă pentru priectare.

3.1.Destinaţia şi condiţiile impuse punţilor motoare spate

PUNTEA DIN SPATE : Puntea din spate motoare are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia longitudinală şi forţele verticale de la caroseria automobilului,la rotile motoare. În acelaşi timp,puntea din spate trebuie să transmită caroseriei forţele de tracţiune si forţele de frânare,precum şi momentul reactiv şi momentul de frânare,care apar in cetrul roţilor din spate ale automobilului. Adică,aceasta preia toate forţele şi momentele ce apar în centrul roţilor din spate ale automobilului şi le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi caroseriei automobilului. Puntea din spate trebuie să satisfacă,asemeni celei din faţă,o serie de conditii şi anume:- să asigure o funcţionare normală a tuturor organelor montate în carterul punţii (transmisia

principala,diferenţialul si arborii planetari);- să permită obţinerea unui raport de transmitere la care calităţile dinamice şi economice ale

automobilului sa fie optime;- să aiba dimensiuni de gabarit cât mai reduse,in special pe verticală,în scopul obţinerii unei gărzi

la sol cât mai mari;- să aibă o funcţionare silenţioasă a mecanismelor componente;- greutatea cât mai redusă,deoarece în acest fel se asigură micşorarea maselor nesuspendate ale

automobilului şi la îmbunatatirea confortului personalului transportat;- să prezinte o durată de funcţionare mare şi să aibă un preţ de cost cât mai redus;- o adaptare bună a fluxului de putere al motorului la condiţiile de deplasare;- să asigure transmiterea momentului motor la rotile motoare fără şocuri,în perioada regimurilor

tranzitorii;- întreţinerea sa fie cât mai simplă şi să prezinte o siguranţă mare în funcţionare;- să asigure preluarea integrală a forţelor şi momentelor reactive ce apar în centrele roţilor ei şi să

le transmită elementelor de legatură.

3.2.Comportarea generală şi clasificarea punţilor motoare spate

Pentru transmiterea fluxului de putere al motorului,puntea cuprinde următoarele mecanisme:- transmisiaprincipală – care transmite mişcarea de la arborele cardanic la diferenţial,asigurând

mărirea momentului motor şi schimbarea sensului acestuia din plan longitudinal în plan transversal;

56

- diferenţialul – ce creează posibilitatea roţilor motrice să se rotească cu viteze unghiulare diferite (independent una faţă de alta,când roţile parcurg drumuri de lungimi diferite). Este de tip simetric,cu patru pinioane satelit,prevăzut cu dispozitiv de blocare;

- arborii planetari – au rolul de a transmite puterea de la diferenţial la butucul roţii;- butucul roţii.

Fig.3.1.Componentele punţii motoare.

a.) După tipul mecanismului de ghidare,punţile pot fi: punţi rigide (fig.3.2),ce se folosesc in general la autocamioane,autobuze dar şi la

autoturisme,deoarece oscilaţia pe verticală ale unei roţi conduce la oscilaţia si celei de-a doua roţi,fară ca poziţia reciprocă să se modifice;

Fig.3.2.Punte spate motoare,rigidă. (1-carterul punţii;2-arcuri)

punţi independente (fig.3.3),soluţie construtivă des intâlnită la autoturisme, deoarece permit modificări ale poziţiilor relative ale roţilor datorită faptului că fiecare roată este articulată independent de cadrul autovehiculului.

Fig.3.3.Punte spate motoare,rigidă 2-arcuri 3-punte spate motoare independentă

b.) În funcţie de modul de transmitere a forţelor şi a momentelor de la puntea motoare şi cadrul (caroseria) automobilului, punţile motoare se clasifică în:

57

punţi motoare la care transmiterea forţelor şi a momentelor se face prin intermediul arcurilor suspensiei(fig.3.4);

punţi motoare la care transmiterea forţelor se face prin intermediul arcurilor suspensiei,iar a momentelor prin bare de reacţiune (fig.3.5);

punţi motoare la care transmiterea forţelor şi a momentelor se realizează prin intermediul unor trompe cardanice (fig.3.6).

1-articulaţie simplă2-articulaţie cercel

Fig.3.4. Schema transmiterii forţelor şi a momentelor prin intermediul arcurilor

Articulaţia (2) a arcului permite deformarea acestuia şi deplasarea pe verticală a punţii, sub influenţa reacţiunii verticale Z2. În acest caz,arcurile sunt fixate rigid pe puntea spate, solicitând puternic prima foaie a arcului. Astfel,la deplasarea automobilului, roţile motoare se află sub acţiunea momentului M r,iar datorită aderenţei dintre roţi şi drum apare forţa de tracţiune F t. În urma acţionării momentului M r,va apare un moment reactiv, M r

' ,care caută sa rotească puntea in sens

invers sensului de rotaţie al roţii. În timpul frânării automobilul,asupra roţilor acţionează momentul de frânare M f ,iar in planul căii ia naştere forţa de frânare F f . Pentru a putea transmite forţa de tracţiune F t şi forţa de frânare F f de la punte la cadru,prin intermediul arcurilor,acestea trebuie fixate de cadru la un capăt,în aşa fel,încât să fie împidicate deplasările longitudinale. În acest scop, fiecare arc e fixat de cadrul automobilului prin intermediul a doua articulaţii,dintre care articulaţia simplă (1),de la capătul din faţă,împiedică deplasările longitudinale şi asigură transmiterea forţelor F t şi F f

,iar articulaţia cu cercel (2) permite deformarea longitudinală a arcului. Pentru a putea transmite momentul reactiv M r

' şi momentul de frânare M f ,de la cadru,arcurile sunt fixate rigid pe puntea motoare.

1-articulaţie simplă;2-articulaţie cercel;3-tijă;4-bare de reacţiune;5-lagăre de alunecare.

Fig.3.5. Schema transmiterii forţelor prin intermediul arcurilor şi a momentelor prin intermediul barelor de reacţiune

58

În fig.3.5,puntea din spate este montată pe suporţii arcurilor suspensiei prin intermediul unor lagăre (5),care permit rotirea punţii faţă de arc. Ca urmare,doar forţele vor fi transmise cadrului prin intermediul articulatiei (1) a arcului. Momentele sunt preluate de către barele de reacţiune (4) şi sunt transmise cadrului prin intermediul tijei (3),iar tija (3) şi articulaţia (2) a arcului permit deplasarea pe verticală a roţii. Şi în acest caz,arcul este fixat de cadru prin articulaţia simplă (1),prin care se transmit forţele F t şi F f articulaţiei cu cercel (2),care permite modificarea lungimii arcului. În schimb momentele reactive şi de frânare sunt preluate de barele de reacţiune (4),legate de cadru prin intermediul tijei (3),pentru a permite punţii,la deformarea arcului,să se deformeze după un arc de cerc R. La această soluţie barele de reacţiune implică răsucirea punţii în jurul axei proprii,iar pentru a putea oscila în jurul articulaţiei (1),arcurile sunt fixate de punte prin intermediul lagărelor de alunecare (5). Aceasta conduce la reducerea încărcării arcurilor în schimbul unor complicaţii.

1,2-articulaţii cercel;3-articulaţie sferică;4-lagăr de alunecare;5-bare de descărcare;6-trompă;7-bare de descărcare.

Fig.3.6.Schema transmiterii solicitărilor de la puntea spate la cadru prin intermediul trompei cardanice.

Această soluţie de mai sus este mai rar întâlnită,având în vedere că,cuplurile şi momentele se transmit de la punte la cadru prin intermediul trompei rigide (6), în interiorul căreia se gaseşte transmisia longitudinală (7). Trompa (6) este fixată rigid de puntea spate şi prin intermediul unei articulaţii sferice (3) de carterul cutiei de viteze. Pentru a permite preluarea momentelor de către trompă,puntea este montată pe suportul arcului sespensiei prin intermediul lagărului (4),care permite rotirea punţii faţă de arc. În scopul reducerii solicitării trompei,la deplasarea automobilului pe drumuri accidentate, soluţia este prevăzută cu barele de descărcare (5) şi (7). Datorită faptului că arcurile preiau numai sarcini verticale,legarea acestora la cadru se face prin intermediul cerceilor (1) şi (2). La deformarea arcurilor,puntea motoare se deplaseză după un cerc de rază R având centrul în articulaţia sferică. Lagărele de alunecare (4),prin intermediul cărora arcurile sunt montate pe punte,permit acesteia să se deplaseze pe o curbă. La această soluţie suspensia este mai elastică,arcurile fiind mai puţin solicitate,în schimb construcţia sa este mai complicată,iar masa nesuspendată a automobilului este mai mare.

59

3.3. Studiul tehnico-economic al soluţiilor posibile pentru transmisia principală

Transmisia principală are rolul de a amplifica momentul motor primit de la transmisia longitudinală şi de a-l transmite prin intermediul diferentialului,arborilor planetari dispuşi, în majoritatea cazurilor,sub un unghi de 900 faţă de axa pinionului transmisiei principale, şi apoi roţilor motoare. De multe ori,planul vertical al transmisiei longitudinale este perpendicular pe planul vertical al arborilor planetari,transmisia asigurând transmiterea cuplului între arbori perpendiculari. La automobilele cu dispunere transversală a motorului transmisia principală trebuie să transmită momentul motor între arbori având axele paralele.

3.3.1. Condiţiile impuse şi clasificarea transmisiei principale:

Condiţiile impuse transmisiilor principale sunt:- să asigure automobilului calitaţi dinamice şi economice ridicate;- să aibă dimensiunile de gabarit cât mai reduse;- să funcţioneze fără zgomot;- să permită reglarea acestora;- să se demonteze uşor;- să fie rezistente;- să aibă un randament ridicat.

Clasificarea transmisiilor principale:a.)În funcţie de numarul şi dispunerea angrenajelor componente:

transmisii principale simple (sau intr-o singură treaptă) la care transmiterea momentului motor se realizează prin intermediul unei singure perechi de roţi dinţate;

transmisii principale duble (sau in doua trepte) la care multiplicarea momentului se face prin două perechi de roţi dinţate. De regulă,acestea conţin un angrenaj conic în unghi drept şi un angrenaj cu roţi dinţate cilindrice,iar al doilea angrenaj se poate găsi imediat după angrenajul conic,înaintea diferenţialului,sau după diferenţialului,sau după diferenţial (caz în care se utilizează câte un angrenaj cilindric pentru fiecare roată motoare,angrenaj ce este denumit şi transmisie finală). -realizată cu un singur raport de transmitere; -realizată cu două rapoarte de transmitere.

transmisii principale (complexe) la care multiplicarea momentului motor se face prin mai multe perechi de roţi dinţate.

b.)După tipul angrenajelor utilizate: transmisii principale conice (fig.3.7),al cărui angrenaj poate avea :

-dantura dreaptă (fig.3.7.a); -dantura înclinată (fig.3.7.b); -dantura curbă (fig.3.7.c. şi d), a cărui dantură conică curbă,la rândul ei, poate fi: -sub formă de arc de cerc; -sub formă de spirală; -sub formă de epicicloidă; -sub formă de hipocicloidă;

60

-sub forma spiralei lui Arhimede. transmisii principale cilindrice – utilizate la transmisiile principale duble şi la unele

automobile cu motorul dispus transversal. Acestea pot avea angrenaje: -cu dinţi drepţi; -cu dinţi înclinaţi;

transmisii principale melcate – utilizate la autobuze şi la autocamioane,unde este nevoie de rapoarte de transmitere mari. Însă datorită randamentului scăzut,acest tip de transmisie se utilizează foarte rar la autoturisme;

transmisii principale hipoide.

Fig.3.7.Tipuri de danturi utilizate la angrenaje conice βm- unghiul mediu de înclinare al danturii; r- raza de curbură a dintelui

Transmisia principală simplă din fig.3.8 este formată din pinonul de atac (3) şi din coroana conică (5), fixată cu şuruburi pe carcasa diferenţialului (7). De obicei,pinionul de atac (3) este realizat dintr-o bucată cu arborele (2),arbore care este montat pe rulmenţi în carcasa (4). Transmisia longitudinala se cuplează la flanşa (1),montată pe capătul cu caneluri al arborelui (2).

Fig.3.8.Schema cinematică a transmisiei principale

1-flanşă antrenare;2-arborele pinionului de atac;3-pinion de atac;4-carcasă;5-coroană conică;6-arbore planetar;7-diferenţial;8-carcasă.

Transmisia principală dublă din fig.3.9 are prima treaptă de multiplicare realizată printr-un angrenaj conic format din pinionul de atac (3) şi coroana conică (1),şi a doua treaptă de multiplicare realizată cu ajutorul unui reductor format din roţile dinţate cilindrice (4) si (6). Roata dinţată (6) este montată pe carcasa pe carcasa diferenţialului (5).

61

Fig.3.9.Schema cinematică a transmisiei principale duble (I)

1-coroană conică;2-arborele pinionului de atac;3-pinion de atac;4-roţi dinţate cilindrice;5-diferenţial;

6-roţi dinţate cilindrice.

Spre deosebire de schema anterioară,transmisia principală dublă din fig.3.10 are cea de-a doua treaptă a transmisiei principale duble amplasată după diferenţial,fiind prevazută cu câte un reductor cu roţi dinţate cilindrice pentru fiecare roată motoare (transmisii finale). Roata dinţată (4) este montată pe arborele planetar,în timp ce pinionul (3) este montat pe arborele punţii motoare.

Fig.3.10.Schema cinematică a transmisiei principale duble (II)

1-roţi dinţate baladoare;2-arborele pinionului de atac;3-pinion de atac;4-roţi dinţate cilindrice;5-diferenţial;6-arbore planetar;7-diferenţial;8-roţi dinţate cilindrice.

Transmisia principală dublă din fig.3.11 este formată dintr-un angrenaj cu roţi dinţate conice şi câte un reductor planetar pentru fiecare roată motoare. În acest caz,pinionul planetar (1) este montat pe arborele planetar al diferenţialului,în timp ce tamburul (7) al roţii motoare este solidar cu platoul port-sateliţi,pe care se gasesc sateliţii (8). Roata dinţată (4),cu dantură interioară,este fixă. Raportul de transmitere al transmisiei finale este dat relaţia:

i=z4

z1

în care z4 şi z1 sunt numerele de dinţi ale pinioanelor respective.

62

Fig.3.11.Schema cinematică a transmisiei principale duble (III)

1-pinion planetar;2-arborele pinionului de atac;3-diferenţial;4-roată dinţată cu dantură interioară;5-coroană conică;6-arbore planetar;7-tamburul roţii;

8-satelit.

Transmisia principală compusă,dublă,din fig.3.12,permite realizarea a două rapoarte de transmitere prin deplasarea axială a roţilor dinţate baladoare (4). De aceea,pe carcasa diferenţialului sunt montate două roţi dinţate cilindrice.

Fig.3.12.Schema cinematică a transmisiei principale duble (IV)

1,1 ¿-roţi dinţate cilindrice;2-arborele pinionului de atac;3-pinion de atac;4-roţi dinţate baladoare;5-coroană conică;6-arbore planetar;7-tamburul roţii.

În practică,danturile drepte şi înclinate nu se mai utilizează în prezent,deoarece danturile curbe sunt mult mai avantajoase decât acestea,şi aceasta pentru că:- oferă un gabarit mai redus al angrenajului;- au un număr mai mic de dinţi (5...6,faţă de 12...13 la celelalte tipuri de danturi);- fac un zgomot mai mic în funcţionare;- prezintă posibilitatea preluării unor sarcini mai mari,numarul de dinţi aflaţi simultan în

angrenare fiind mai mare. Cea mai utilizată dantură curbă este cea în arc de cerc,aceasta putând fi realizată cu costuri mai mici. Angrenajele hipoide (fig.3.13) sunt angrenaje conice cu dinţi curbi,cu axe neconcurente (axa pinionului de atac este deplasată faţă de axa coroanei). Angrenajul hipoid din figura b,se utilizează la autobuze, deoarece permit micşorarea înalţimii faţă de sol a platformei pentru pasageri,iar cel din figura 51.c,se foloseşte la autocamioane şi autoturisme cu capcitate de trecere mărită,asigurând creşterea lungimii la sol. La construcţiile actuale de transmisii principale,la distanţa „e” este de 40...90 mm. În comparaţie cu angrenajul conic,angrenajul hipoid are o funcţionare mai lină,permiţând montarea pinionului de atac între lagăre şi suportând incărcări mari.

63

Fig.3.13.Principalele tipuri de angrenaje hipoide

a.)conice;b.),c.)hipoide.

3.3.2.Tipuri constructive de transmisii principale

a.)Transmisia principală simplă cu roţi dinţate conice cu dantură curbă: Transmisiile principale simple sunt cele mai raspândite în construcţia de automobile datorită simplitaţii comstructive. Transmisia principală simplă cu roţi dinţate conice cu dantură curbă este foarte răspândită la automobile în prezent,înlocuind transmisiile principale cu roţi dinţate conice cu dantură dreaptă sau înclinata,faţă de care prezintă următoarele avantaje:- reducerea numărului minim de dinţi ai pinionului de atac la 5÷6,rezultând,pentru acelaşi raport

de transmitere,dimensiuni de gabarit mai reduse;- datorită angrenării progresivese elimină şocurile şi se reduce zgomotul,iar durabilitatea se

măreşte;- suportă încărcări mai ridicate,numarul de dinţi aflaţi în angrenare simultan este mai mare.

Printre dezavantajele acestor transmisii principale se numără şi:- preţul de cost mai ridicat;- frecări mai mari,şi deci,o ungere mai pretenţiosă;- necesitatea unui montaj mai precis.

Cea mai largă raspândire o au angrenajele cu dantură în arc de cerc,datorită mai ales faptului că pot fi rectificate pe maşini unelte de mare productivitate. În majoritatea cazurilor axele geometrice ale pinionului de atac şi coroanei sunt dispuse perpendicular. Sunt şi unele autobuze la care axele celor două roţi dinţate sunt dispuse sub un unghi diferite de 900 . În figura 3.14 este prezentată transmisia principală a autocamionului SR-131,cu o singură treaptă cu roţi dinţate conice,cu dinţi curbi.

64

1-flanşă;2-rulment;3-pinion de atac;4-coroană conică;5-rulment;6-aerisitor;7-rulment;8-diferenţial;9-şurub;10-semering;11-rulment;12-arborele pinionului de atac;13-garnitură;14-capac;15-şurub;16-carter.

Fig.3.14. Transmisie principală cu angrenaj conic.

Aceasta se compune din pinionul de atac (3),realizat dintr-o bucată cu arborele (12), şi coroana (4). Pe partea dinspre transmisia longitudinală,arborele (12) este prevăzut cu caneluri, pe care se montează flanşa (1),ce serveşte la obţinerea legaturii între transmisia longitudinală şi transmisia principală. Arborele (12) este montat în carterul punţii din spate (16), între lagăre,prin intermediul a trei rulmenţi,unul cu role cilindrice (5) şi doi rulmenţi radial-axiali cu role conice (2) şi (11). Garniturile (13),montate în carcasa (14) şi carterul (16), servesc la reglarea angrenării. Roata condusă a transmisiei principale (4) se fixează prin nituire de flanşa casetei diferentialului. Sunt şi soluţii la care coroana se montează pe caseta diferentialului prin şuruburi. Caseta diferentialului (8), compusă din două părţi asamblate cu şuruburile (9),este montată în carterul punţii din spate pe rulmenţii cu role conice (7). Şuruburile (15) fixează carcasa (14) de carterul (16). Pentru a împiedica scurgerea uleiului din carter, pe lângă arborii planetari se prevăd garniturile (10). Buşonul (6) serveşte la aerisirea carterului.

b) În figura 3.15 este prezentată transmisia simplă cu angrenaj hipoid

65

1-pinion de atac;2-coroană conică;3-rulment;4-rulment;5-arbore planetar;6-arbore planetar;7-rulment;8-rulment;9-carter;10-diferenţial.

Fig 3.15 Transmisia principală cu angrenaj hipoid. Acest tip de transmisie este foarte răspândită la autoturisme,iar în ultimul timp a început să fie utilizată şi la autobuze şi autocamioane, datorită avantajelor pe care le prenzintă în comparaţie cu angrenajele conice cu dinţi curbi.

a) b)

Fig.3.16 Dispunerea pinionului de atac,faţă de coroana diferentialului. Angrenajul hipoid este tot un angrenaj conic cu dinţi curbi, cu deosebirea că axele geometrice la pinionului de atac (1) şi ale coroanei (2) nu sunt concurente, axa pinionului fiind deplasată, cu excentricitatea E,în sus sau în jos faţă de axa coroanei (fig.3.16). În cazul variantei din fig.3.16.a.,utilizată la autoturisme şi la unele autobuze, planseul caroseriei poate fi coborît, ceea ce conduce la reducerea înălţimii centrului de greutate al automobilului şi prin urmare la marirea stabilităţii sale. Cea de a doua variantă (fig.3.16.b),utilizată la autocamioane si automobile de teren,conduce la mărirea gărzii la sol şi în final la mărirea capacităţii de progresiune în terenuri accidentate. La construcţiile actuale excentricitatea E variază între 40 ÷ 90 mm.

Angrenajele hipoide prezintă în raport cu angrenajele conice cu dinţi curbi urmatoarele avantaje:- funcţionare mai lină;- la soluţia care are pinionul cu excentricitatea în jos,stabilitatea automobilului se măreşte,prin

reducerea înălţimii centrului de greutate;- dinţii fiind mai robuşti,suportă încărcări mai mari;- faptul ca axele pinionului şi ale coroanei nu se intersectează uşurează dispunerea rulmenţilor de

ambele părţi ale pinionului,mărind în felul acesta rigiditatea transmisiei principale.Transmisia principală cu angrenaj hipoid prezintă însă şi unele dezavantaje :- necesitatea utilizării unor lubrifianţi speciali din cauza alunecării mari dintre dinti;- montajul precis;- rigiditate mărită a pieselor componente.

c) În figura 3.17 este prezentată transmisia principală simplă cu angrenaj melcat, la care șurubul-melc este amplasat deasupra roții melcate (fig. 3.17, a), respectiv dedesubtul acesteia (fig. 3.17, b).

66

1-şurub-melc;2-roată melcată.

Fig.3.17.Transmisii principale simple cu angrenaj melcat.

Transmisia pricipală cu șurub melc și roata melcată se utilizează la unele autobuze și autocamioane care necesită rapoarte mari de transmitere pentru dimensiuni de gabarit cât mai reduse.

Prin așezarea melcului deasupra roții melcate se mărește capacitatea de trecere a autobuzului și se micșoreaza unghiul de înclinare al arborelui longitudinal, ceea ce conduce la micșorarea uzurilor articulațiilor cardanice. Soluția cu dispunerea melcului sub roata melcată este folosită de obicei la autobuze, deoarece conduce la coborârea planșeului caroseriei și deci la ușurarea accesului pasagerilor, și în același timp, prin reducerea înălțimii centrului de greutate, se mărește stabilitatea. Melcul (1) este confecținat din oțel și face corp comun cu arborele, iar roata melcată (2) se confecționează din bronz și este fixată de caseta diferențialului prin intermediul unor șuruburi.

Principalele avantaje ale transmisiei principale cu angrenaj melcat sunt:- permite obținerea unor rapoarte de transmitere mari pentru dimensiuni de gabarit reduse;- are o funcținare silențioasa;- permite mărirea capacității de trecere sau a stabilității, în funcție de poziția șurubului-melc față

de roata melcată;- simplificarea schemei de transmitere a momentului la roțile motoare în cazul automobilelor cu

mai multe punți motoare.

Transmisia principală cu angrenaj melcat nu este răspândită la automobile din cauza unor dezavantaje ca:- randament scăzut;- preț de cost ridicat;- utilizarea în construcția roții melcate a unui material deficitar;- ungerea nesatisfăcătoare la soluția cu melcul deasupra roții melcate;- uzură mai mare a articulațiilor cardanice la angrenajele cu melcul sub roata melcată, datorită

unghiului mare de înclinare al arborelui longitudinal.

Reducerea gabaritului transmisiilor principale cu angrenaj melcat, în comparație cu cele cu angrenaj conic, este cu atât mai mare cu cât raportul de transmitere i0 este mai mare.

Randamentul angrenajului melcat ηm este dat de relația:

ηm=tg( β)

tg(β+ρ) ,

unde: β- este unghiul de înclinare al spirei melcului;ρ - este unghiul de frecare (tgρ = μ);

μ - este coeficientul de frecare.d) Transmisia principală a automobilelor organizate după soluția „ totul în față” sau

“totul în spate”:În cazul automobilelor organizate după soluția „totul în față” sau „totul în spate”, transmisia

principală este montată într-un carter comun cu schimbătorul de viteze (fig. 3.18). La aceste soluții

67

pinionul de atac (2) face corp comun cu arborele secundar (1) al schimbătorului de viteze, iar coroana (3), împreună cu diferențiarul se montează între ambreiaj și schimbătorul de viteze. În cazul în care motorul este dispus longitudinal, transmisia principală este formată dintr-un angrenaj conic (fig. 3.18. a), iar în cazul dispunerii transversale a motorului, transmisia principală este realizată sub forma unui angrenaj cilindric (fig. 3.18. b).

a) Fig.3.18.a.Transmisie principală cu angrenaj conic,în cazul motorului dispus longitudinal.

b) Fig.3.18.b.Transmisie principală cu angrenaj conic,în cazul motorului dispus transversal. 1-arbore secundar; 2-pinion de atac; 3-coroana

e) Transmisia principală dublă:Transmisia principală dublă se utilizează în special la autocamioane grele și la autobuze, unde

este nevoie de un raport de transmitere mare, ce nu poate fi realizat cu o transmisie principală simplă, cu menținerea unei gărzi la sol ridicate.

Aceasta poate fi:- cu raport de transmitere constant;- cu raport de transmitere variabil.

68

În construcția acestor tipuri de transmisii principale se utilizează diferite modele de reductoare cu roți dințate amplasate după sau înaintea diferențialului, în scopul obținerii unor rapoarte de transmitere mai mari pentru ca automobilul de tonaj mare să se poată deplasa atât pe drumuri bune, cât și pe drumuri accidentate.

Având în vedere tipul de automobil a cărui punte motoare trebuie proiectată, transmisia principală dublă nu am să o mai prezint în detaliu, aceasta neputând fi utilizată pentru tipul de autovehicul impus prin temă.

3.3.3. Soluția de rigidizare a transmisiei principaleRigiditatea pinionului de atac și a arborelui acestuia depind de soluția de amplasare în

raport cu lagărele sale ( în consolă sau între lagăre).Atunci când pinionul de atac este montat în consolă, creșterea rigidității se obține prin mărirea

distanței dintre lagărele arborelui. Această soluție constructivă se folosește mai ales la autoturisme.În figura 3.19 este prezentă o soluție clasică de montare în consolă a pinionului de atac,

utilizându-se lagăre echipate cu rulmenți cu role conice (4) și (5). Strângerea axială a rulmenților este realizată cu ajutorul bucșei (3), a piuliței (7) și a flanșei de antrenare (6), care apasă asupra inelului interior al rulmențului (5). Pinionul de atac (1) apasă asupra inelului interior al rulmentului (4).

a,b-pinion montat în consolă;c,d-pinion montat între lagăre.

1-pinion de atac;2-arbore;3-bucşe;4-rulmenţi;5-rulmenţi;6-flanşă de antrenare;7-piuliţă;8-rulment;9-bucşe;10-capac;11-şurub pentru strângere.

Fig.3.19.Soluţii de rigidizare a pinionului de atac.

Variant din figura 3.19.b utilizează un rulment cu două rânduri de bile (4) și un rulment (5) cu role cilindrice. Inelul interior al rulmentului (4) este strâns cu ajutorul flanșei (6) și a piuliței (7), iar cel exterior al acestui rulment este apăsat pe siguranța elastic din dreapta cu ajutorul bucșei (3) și a șurubului cu vârf conic (11).

Montarea între lagăre a pinionului de atac permite reducerea lungimii arborelui pinionului, dar complică construcția carterului punții spate.

Această soluție se utilizează, în general, la autocamioane și autobuze. După cum reiese din figura 3.19, c. și d., lagărul anterior al pinionului de atac preia doar forțele radiale, în timp ce lagărul (lagărele) posterioare preiau atât solicitări radiale, cât și solicitări axiale.

69

Rigidizarea coroanei conice se aplică în cazul existenței unor încărcări mari ale transmisiei principale. Pentru rigidizarea coroanei conice se utlizează limitatori alunecători (fig. 3.20, a. și b.) sau de tip rolă (fig. 3.20, c.) soluția cu limitator alunecător din figura 3.22.a, nu permite reglarea jocului între limitatorul (3) și coroana conică (1), care crește ( față de valoarea inițială de 0,25 … 0,6 mm.) pe măsură ce limitatorul se uzează.

Acest dezavantaj este înlăturat de soluția constructivă din fig. 3.20.b, la care șurubul (4) permite reglarea periodic a jocului dintre limitator și coroana conică.

Reglarea frecărilor dintre coroana conică și limitator se obține prin utilizarea unui limitator tip rolă (fig. 3.20,c.). în acest caz, rola (5) este montată pe axul (6) prin intermediul unui rulment cu ace.

Pentru reglarea jocului dintre rolă și coroană ( la 0,15 … 0,25 mm.), axul (6) este montat excentric pe tija filetată (7).

Fig.3.20. Soluţii pentru rigidizarea coroanei conice. 1-coroană conică;2-diferenţial;3-limitator 4-şurub;5-rolă;6-ax;7-tija filetată.

3.4. Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru diferențial

3.4.1. Condiții constructive și funcționale impuse diferențialului

Diferențialul este mecanismul care permite ca roțile motoare ale aceleiași punți să se rotească independent una față de alta, dând astfel posibilitatea ca la deplasarea automobilului în viraja și pe drumuri cu neregularități, sau când razele de rulare ale celor două roți nu sunt egale, să parcurgă spații de lungimi diferite. El se găsește între transmisia principală și roțile motoare (sau transmisiile finale) și are rolul de a asigura viteze unghiulare diferite ale roților motoare.

La deplasarea automobilului în viraj roata motoare exterioară parcurge un spațiu mai mare decât roata motoare interioară virajului. Același fenomen apare și la deplasarea automobilului pe drumuri cu denivelări, sau în linie dreaptă dacă razele de rulare ale celor două roți nu sânt egale.

70

Razele de rulare nu au aceeași valoare când presiunile interioare din pneuri nu sânt egale, uzura neuniformă a acestora, sau în cazul repartizării inegale a sarcinilor pe roți. Dacă roțile motoare ar fi montate pe același arbore, deplasarea automobilului în condițiile menționate, nu este posibilă fără alunecarea și patinarea roților ceea ce conduce la uzura rapidă a anvelopelor, creșterea consumului de combustibil și la manevrarea mai dificilă a direcției. Pentru a elimina aceste dezavantaje, respectiv pentru a da posibilitatea ca rotile motoare să se rotească cu viteze unghiulare diferite, în funcție de condițiile de deplasare ale automobilului, fiecare roată se va monta pe câte un arbore separat, legați prin intermediul diferențialului.

În figura 3.21 este prezentată schema virajului în jurul centrului O, cu viteza unghiulară ω.

Fig.3.21. Schema virajului unei punţi motoare.

Vitezele tangențiale v1și v2, ale celor două roți motoare, ce au vitezele unghiulare ω1și ω2,vor fi date de relațiile:

v1=ω∙(R−B2 )=ω1 ∙r

v2=ω∙(R+ B2 )=ω2 ∙ r }⟹ v2

v1

=ω2

ω1

=1+ B

R− B2

Din analiza raportului celor două viteze, rezultă că vitezele unghiulare ale celor două roți, respectiv spațiile parcurse, diferă cu atât mai mult cu cât raza de viraj R este mai mică și cu cât distanța B dintre roți este mai mare. Așa se și explică faptul că unele microturisme având distanța B redusă se construiau fără diferențial. În transmisia automobilelor diferențialul poate fi dispus, între roțile punții motoare, precum și între punți, în cazul automobilelor cu mai multe punți motoare în scopul înlăturării „circulației de puteri”.

Condițiile impuse diferențialului sunt:♦ distribuția momentului motor între roți sau între punți să fie făcută într-un raport care să

asigure automobilului cele mai bune calități de exploatare;♦ dimensiunile de gabarit să fie cât mai reduse.Dimensiunile de gabarit ale diferențialului au o importanță deosebită, deoarece acesta este

dispus în carterul punții din spate sau în interiorul reductorului-distribuitor. Condiții deosebit de severe în această privință sunt impuse diferențialelor montate între roți, deoarece dimensiunile lor sunt în strânsă legătură cu dimensiunile coroanei transmisiei principale, ale cărei dimensiuni de gabarit sunt riguros limitate. Deosebit de importante sunt condițiile impuse diferențialului la distribuția momentului motor. Aceste condiții sunt analizate în cadrul dinamicii diferențialului.

3.4.2. Clasificarea diferențialelorDiferențialul asigură viteze unghiulare diferite roților motoare și atunci când acestea au raze

diferite. Ele sunt utilizate la autovehiculele cu tracțiune integrală, deoarece realizează repartizarea cuplului motor între punți.

În funcție de tipul angrenajelor utilizate, diferențialele pot fi:♦ cu roți conice;

71

♦ cu roți dințate cilindrice;♦ cu angrenaje melcate;♦ cu came. După principiul de funcționare, diferențialele se împart în:♦ diferențiale simple;♦ diferențiale blocabile – la care conducătorul auto poate bloca acțiunea diferențialului, cele

două roți motoare având viteze unghiulare și cupluri egale, indiferent de condițiile de deplasare;♦ autoblocabile – care pot trasnsmite celor două roți motoare cupluri mult diferite.După locul de dispunere, diferențialele pot fi montate:♦ între roțile motoare ale aceleiași punți;♦ între punțile motoare ale autovehicului.În prezent, diferențialele cu roți dințate conice, simple, simetrice, sunt cele mai utilizate în

construcția autovehiculelor.În funcție de valoarea cuplului motor transmis roților la daplasarea în linie dreaptă (fig.

3.22) diferențialele pot fi:♦ simetrice – care transmit roților cupluri egale. Ele asigură o durabilitate maximă a arborilor

planetari și a anvelopelor, precum și o conducere mai ușoară a automobilului. În același timp au o construcție mai simplă, o funcționare sigură și o durabilitate mare;

♦ asimetrice – ce transmit cupluri diferite (se utilizează doar ca diferențiale interaxiale, la autovehiculele cu tracțiune integrală).

Fig.3.22. Schema cinematică a diferenţialului cu roţi dinţate conice; a)diferenţial simetric; b)diferenţial asimetric; 1-sateliţi; 2-casetă diferenţial;3 şi 4 –pinioane planetare; 5-coroana diferenţial.

3.4.3. Tipuri costructive de diferențiale

3.4.3.1. Analiza diferențialului simplu:

► Diferențialul simplu simetric cu roți dințate conice În figura 3.23 este prezentată construcția diferențialului simplu cu roți dințate conice. El este

compus din caseta (4), pe care este fixată roata condusă (1) a trasnmisiei principale prin intermediul șuruburilor (8) și (9). În caseta (4) este fixată crucea (2) pe care se găsesc montați liberi sateliții (3) și (7). Sateliții angrenează în permanență cu pinioanele planetare (6) și (10), montate pe extremitățile interioare ale celor doi arbori planetari (11) și (5), prin intermediul unei asamblări canelate. În unele cazuri pinioanele planetare fac corp comun cu arborii planetari.

72

1-coroană conică;2-axul sateliţilor;3-sateliţi;4-carcasă (casetă);5-arbore planetar;6-pinion planetar;7-sateliţi;8-şurub;9-şurub;10-pinion planetar;11-arbore planetar.

Fig.3.23.Construcţia diferenţialului simplu cu roţi dinţate conice.

Când automobilul se deplasează în linie dreaptă, din cauză că drumurile descrise de cele două roți motoare sunt egale și vitezele lor unghiulare vor fi aceleași. În acest caz pinioanele planetare (6) și (10) vor avea vitezele unghiulare egale cu ale coroanei (1), iar sateliții sunt imobilizați – aceeași dinți rămân în permanență angrenați, ei executând o mișcare de revoluție împreună cu caseta diferențialului. În acest caz sateliții nu sunt utilizați decât ca niște piese de legătură pentru a transmite mișcarea de la caseta diferențialului la arborii planetari (5) și (11). Când automobilul se deplasează în viraj, caseta (4) se va roti cu aceași viteză unghiulară ca și în linie dreaptă. Din cauză că roata exterioară virajului va avea de parcurs un drum mai lung decât roata interioară virajului, vitezele unghiulare ale celor două pinioane planetare (6) și (10) vor trebui să fie diferite. Acest lucru este posibil datorită existenței sateliților. Când automobilul intră în viraj (de exemplu spre stânga) roata din interiorul virajului împreună cu pinionul planetar (10) au o viteză unghiulară mai mică decât roata din exteriorul virajului împreună cu piniounul planetar (6). Pentru a realiza aceste diferențe de viteze unghiulare între cele două pinioane planetare, sateliții (3) vor căpăta o mișcare de rotație în jurul axelor proprii, care va fi cu atât mai mare cu cât diferența între vitezele unghiulare ale pinioanelor planetare este mai mare.

Pentru a mări suprafața de contact dintre satelit și caseta diferențialului, în scopul reducerii presiunii specifice și deci a micșorării uzurii, la unele construcții suprafața frontală exterioară a satelitului este sferică. Această soluție conduce și la o centrare mai bună a satelitului și o angrenare corectă cu pinioanele planetare.

La unele diferențiale pentru a reduce pierderile prin frecare, între suprafețele de contact ale sateliților și pinioanele planetare, și casetă pe de altă parte, se introduc șaibe din bronz sau oțel moale. Înlocuirea șaibelor, care se uzează mai repede, permite restabilirea angrenării corecte a pinioanelor planetare cu sateliții. La autoturisme și autocamioane ușoare se utilizează diferențiale cu un număr de doi sateliți. În acest caz, sateliții se fixează în casetă pe un bolț montat prin presare, permițând unei casete nedemontabile și deci mai rigidă.

► Diferențialul simplu simetric cu roți dințate cilindrice:Diferențialele simple simetrice cu roți dințate cilindrice se utilizează numai la unele

autoturisme de mic litraj, datorită dimensiunilor radiale mari care micșorează garda la sol. Pentru transmiterea aceluiași moment motor diferențialele au în comparație cu diferențialele conice o lățime mai mică.

În figura 3.24, a. este prezentată construcția simplu simetric cu roți dințate cilindrice. Sateliții cilindrici (1) și (5) angrenează în permanență cu pinioanele planetare (4) și (6).

73

1-sateliţi;2-coroană conică;3-carcasă (casetă);4-pinion planetar;

5-sateliţi;6-pinion planetar.

Fig.3.24. Diferenţialul simplu cu roţi dinţate cilindrice.

În general acete diferențiale sunt prevăzute cu patru sau șase sateliți montați perechi. Jumătate din numărul sateliților angrenează concomitent cu pinionul planetar (1), iar cealaltă jumătate cu pinionul planetar (6). Lungimea sateliților se alege în așa fel încât un satelit angrenează numai cu unul din pinioanele planetare și cu satelitul pereche (fig. 3.24, b). Din cele de mai sus rezultă că numărul pinioanelor la diferențialul cilindric este mai mare decât la cel conic.

3.4.3.2. Analiza diferențialului blocabil:Diferențialele blocabile sunt diferențiale simple, echipate cu dispozitive de blocare comandate

de conducător. Blocarea diferențialului se poate realiza:- prin solidarizarea unuia din arborii planetari cu carcasa diferențialului;- prin solidarizarea arborilor planetari unul cu celălalt;- prin solidarizarea arborilor roților motoare, la punțile spate prevăzute cu transmisii finale.

► Soluția de blocare a diferențialului prin solidarizarea unuia din arborii planetari cu carcasa diferențialului este prezentată în figura 3.25.

1-pinion planetar;2-bolţ de blocare;3-furcă de blocare;4-manşon culisant;5-carcasă.

Fig.3.25.Sistem de blocare a diferenţialului prin rigidizarea arborelui planetar cu carcasa.În acest scop se utilizează manșonul culisant (4), prevăzut cu bolțurile de blocare (2), care

trec prin orificii executate în carcasa (5). Roata dințată planetară (1) este de asemenea prevăzută cu orificii. Blocarea diferențialului este realizată prin deplasarea către stânga a manșonului (4), cu

74

ajutorul furcii (3). Astfel, bolțurile (2) pătrund în orificiile din pinionul planetar (1), realizând solidarizarea acestuia cu carcasa (5).

► O altă soluție de blocare a diferențialului mai poate fi cea realizată prin solidarizarea arborilor roților motoare prezentată în figura 3.26.

1 – manetă de comandă;2 – pârghie;3 – mufă de cuplare cu dantură frontală;4,5 – pinioane conduse ale transmisiilor finale;6,7 – arborii roților motoare8 – dantură frontală de cuplare;9 – arc;10 – carterul punții spate;11 – trompă.

Antrenarea roților motoare se realizează prin intermediul unor transmisii finale, ale căror pinioane conduse (4) și (5) sunt montate pe canelurile arborilor (6) și (7). Pentru blocarea diferențialului, pe arborele (6) al roții motoare din dreapta se găsește mufa cu dantura frontală (3), ce se poate deplasa axial pe canelurile arborelui. Butucul roții dințate conduse (5) este de asemenea prevăzută cu dantură frontală de cuplare. Blocarea diferențialului se realizează prin apăsarea manetei (2), ceea ce are ca efect rotirea pârghiei (2) și deplasarea către stânga a mufei (3). Astfel, dantura frontală a mufei angrenează cu dantura frontală a butucului roții dințate (5), cele două roți motoare fiind solidarizate. La eliberarea manetei (1), arcurile (9) readuc mufa (3) în poziția inițială.

► Blocarea diferențialului simplu din figura 3.27 (sistem Hydra-Lock, utilizat la Jeep Grand Cherokee) se frealizează prin intermediul unui ambreiaj polidisc (3).

1 – carcasă;2 – piston;3 – ambreiaj polidisc;4 – pinion planetar.

Figura 3.27. Diferențial simplu cu ambreiaj polidisc de blocare (sistem Hydra-Lock)

Discurile conducătoare ale acestui ambreiaj sunt montate pe canelurile butucului pinionului planetar (4), în timp ce discurile conduse sunt rigidizate la rotație cu carcasa (1), prin intermediul unor caneluri interioare. Comanda blocării ambreiajului este hidraulică, uleiul sub presiune acționând asupra pistonului (2). Se creează astfel forța de apăsare a discurilor conducătoare pe discurile conduse, pinionul planetar (4) fiind solidarizat carcasa (1).

► În figura 3.28 este prezentă soluția de blocare a unui diferențial simplu cu ajutorul unei mufe cu dantură frontală (2), montată pe unul din arborii planetari, care se poate cupla cu dantura frontală (1) executată pe carcasa diferențialului.

75

Figuta 3.28. Blocarea diferențialului prin mufă cu dantură frontala.

La blocarea diferențialului, momentele transmise celor două roți motoare și vitezele unghiulare ale acestora sunt egale. Ca urmare, chiar dacă una roți se găsește pe o zonă de drum având coeficient de aderență mic, cuplul transmis roții cu aderență mare va asigura deplasarea autovehicului. În același timp, vitezele unghiulare ale roților fiind egale, virajele se realizează cu dificultate (rază de viraj mare) și patinări importante ale pneurilor, de aceea diferențialul trebuie deblocat imediat după depășirea situației ce a impus blocarea sa.

3.4.3.3 Analiza diferențialului autoblocabilDiferențialele autoblocabile permit obținerea unor coeficienți de blocare mai mari decât

diferențialele simple. În funcție de principiul de funcționare, diferențialele autoblocabile pot fi:♦ cu frecare mărită;♦ cu cuplaj vâscos;♦ cu cuplaje unisens.

La diferențialele cu frecare mărită, creșterea coeficientului de blocare se bazează pe mărirea momentului de frecare din diferențial, cu ajutorul unor cuplaje de fricțiune, a unor angrenaje melcate sau a unui cuplaj vâscos.

► În cazul diferențialelor cu frecare mărită și cuplaje de fricțiune, momentul de frecare din diferențial poate fi constant sau proporțional cu momentul transmis.

► În figura 3.29 este prezentată construcția unui diferențial cu frecare mărită și cuplaj de fricțiune cu discuri, la care momentul de frecare este constant.

1 – pinion planetar;2 – cuplaj de fricțiune cu discuri;3 – carcasă;4 – arc;

Figura 3.29. Construcția unui diferențial cu frecare mărită și cuplaj de fricțiune cu discuri (cu M f =ct )

La această soluție , între pinioanele planetare (1) și carcasa (3) se găsesc cuplajele de fricțiune cu discuri (2). Forța de frecare dintre pinioanele planetare și carcasă apare datorită arcurilor (4), ce asigură strângerea cuplajelor de fricțiune. Momentul de frecare ce acționează asupra fiecărui pinion planetari la intrarea în funcțiune a diferențialului este dat de relația:

Μ f =i ∙ F ∙ μ ∙ Rm,în care:

76

- i = este numărul de perechi de suprafețe de fricțiune;- F = este forța de apăsare a discurilor;- μ = este coeficientul de frecare dintre discurile conduse și cele conducătoare;- Rm = este raza medie a discurilor cuplajului de fricțiune.

► În figura 3.30 este prezentat un diferențial autoblocabil, cu moment de frecare constant, la care mărimea momentului de frecare interior se realizează cu ajutorul cuplajelor de fricțiune (7). Cuplajele conice sunt apăsate pe suprafața interioară a carcasei (1) a diferențialului de arcurile (6).

1 – carcasă;2 – pinion satelit;3 - șaibă;4 - șurub;5 – axul sateliților;6 – arc;7 – cuplaj conic de fricțiune.

► În figura 3.31 este prezentată construcția unui diferențial autoblocabil cu frecare mărită și cuplaj conic de fricțiune, la care cuplul de frecare este proporțional cu momentul aplicat casetei diferențialului.

1 – axul sateliților;2 – carcasă;3 – satelit;4 – cuplaj conic de fricțiune;5,6 – arbori planetari.

Figura 3.31. Diferențial autoblocabil cu frecare interioară mărită și cuplaj de fricțiune conic.

În acest caz, axul sateliților (1) este prevăzut cu teșituri la capete și este montat în carcasa (2) în interiorul unor locașuri prevăzute de asemenea teșituri. Cel de-al doilea ax al sateliților, perpendicular pe primul, are teșiturile de la capete executate pe partea opusă față de primul ax și se poate roti cu un anumit unghi față de acesta.

În spatele fiecărui pinion planetar, între acesta și carcasă, se găsește câte un cuplaj conic de fricțiune (4), suprafața exterioară conică a cuplajului conic se sprijină pe suprafața interioară a casetei (2). Suprafețele cilindrice laterale ale sateliților (3) se sprijină pe suprafețele frontale ale cuplajelor conice.

La transmiterea cuplului motor, datorită muchiilor înclinate ale locașurilor axelor sateliților apăsând cuplajele conice (4) pe suprafețele interioare ale carcasei. Forța axială ce acționează asupra pinionului planetar apasă, de asemenea, cuplajului conic de fricțiune pe suprafața interioară a

77

carcasei. Astfel, momentul de frecare interior al diferențialului se mărește, iar coeficientul de blocare crește (față de cazul unui diferențial simplu).

Momentul de frecare al diferențialului autoblocabil cu frecare mărită și cuplaje conice de fricțiune este dat de relația: Μ f =Μ f

, +Μ f, , , (3.1)

unde:−Μ f

, = este momentul de frecare dintre suprafața cilindrică laterală a pinionului satelit și suprafața frontală a cuplajului conic de fricțiune;

- Μ f, , = este momentul de frecare dintre cuplajul conic de fricțiune și suprafața interioară a

carcasei.

Cu notațiile din figura 3.31 și cu ajutorul schemei de calcul din figura 3.32, putem scrie:Μ f

, = μ ∙ A ∙ r1, (3.2)în care:

- μ = este coeficientul de frecare dintre satelit și suprafața frontală a cuplajului conic;- A = este forța axială de apăsare produsă de către muchia înclinată în care se găsește axul

sateliților;- r1 = este raza medie a suprafeței cilindrice laterale a satelitului.

θ−¿unghiul de înclinare al muchiei locașului axului satelitului γ−¿unghiu de înclinare al suprafeței conice a cuplajului de fricțiune; Q – forța de apăsare a cuplajului de fricțiune conic.

Figura 3.32. Schema de calcul a momentului de frecare al diferențialului cu cuplaj de fricțiune conic.

Forța axială A produsă de către muchia înclinată a locașului va fi:

A= Ttgθ

=Μ 3

2 ∙ R ∙ tgθ, (3.3)

în care:- Μ 3 = este momentul aplicat carcasei diferențialului;- R = este raza medie a locașului axului sateliților.

Rezultă astfel că momentul Μ f, de frecare dintre satelit și suprafața frontală a cuplajului conic va

fi :

Μ f, =

Μ 3∙ μ ∙ r

2∙ R ∙tgθ , (3.4)

Forța totală de apăsare a cuplajului conic de fricțiune va fi dată de relația:

Q = Μ 3

2∙ R ∙tgθ+ Fap, (3.5)

unde Fap este forța axială din angrenaj, ce acționează asupra pinionului planetar.

78

Ținând cont că sateliții și pinioanele planetare sunt conice și au dantură dreaptă, unghiul mediu de înclinare al danturii este βm=0, iar forța de apăsare a cuplajului conic devine:

Q = Μ 3

2∙ R ∙tgθ+

Μ 3

2 ∙ r∙ tgα ∙ sin δ p, (3.6)

în care:- r = este raza de divizare a pinionului planetar, în secțiune medie;- α = este unghiul de angrenare;- δ p= este semiunghiul conului de divizare al pinionului planetar.

Momentul Μ f, ,, datorat frecării dintre cuplajul conic și suprafața interioară a carcasei se

calculează cu relația:

Μ f, ,=

μ ∙Q ∙ rk

sinγ =

Μ3 ∙ μ ∙ rk

2 ∙ sinγ∙( 1

R ∙ tgθ+

tgα ∙ sin δ p

r ), (3.7)

în care rk este raza medie a suprafeței conice a cuplajului de fricțiune.Momentul total intern de frecare al diferențialului va fi:

Μ f = Μ3

2∙[ μ ∙ rt

R ∙tgθ+

μ ∙ rk

sinγ∙( 1

R ∙tgθ+

tgα ∙ sin δ p

r )], (3.8)

Coeficientul de blocare al diferențialului cu frecare internă mărită și cuplaj conic de fricțiune va fi determinat cu ajutorul relației:

λ = r ∙ R ∙ tgθ ∙ sinγ+μ ∙ rt ∙ r ∙ sinγ+μ ∙r k ∙ (r+R ∙tgθ ∙tgα ∙ sinθ )r ∙ R ∙ tgθ ∙ sinγ−μ ∙ rt ∙ r ∙ sinγ−μ ∙ rk ∙ (r+R ∙ tgθ ∙ tgα ∙ sinθ ) . (3.9)

La determinarea acestei relații nu s-a ținut cont de frecările din angrenaje și de cele dintre sateliți și carcasa diferențialului.

► Construcția unui diferențial autoblocabil cu frecare interioară mărită și cuplaj de fricțiune cu dscuri este prezentată în figura 3.33.

1 – axa sateliților;2 – discuri conducătoare;3 – discuri conduse;4 – bucșă cu caneluri exterioare;5 – axa sateliților.

Figura 3.33. Construcția unui diferențial autoblocabil cu frecare interioară mărită și cuplaj de fricțiune cu discuri.

Discurile conducătoare (2) ale cuplajului de fricțiune sunt montate pe canelurile bucșei (4), în timp ce discurile conduse (3) sunt montate pe canelurile interioare ale carcasei diferențialului. Bucșa (4) este montată pe canelurile arborelui planetar, rotindu-se odată cu piniounul planetar. Ca și la diferențialul anterior, apăsarea discurilor se datorește muchiilor înclinate ale locașurilor în care se sprijină axele (1) și (5) ale sateliților, precum și forțele axiale ce acționează asupra pinioanelor planetare.

79

Coeficientul de blocare al acestui tip de diferențial se determină utilizând relația determinată anterior pentru diferențialul cu cuplaj de fricțiune conic, ținând cont că γ = 900 și rk = Rm (raza medie a discurilor de fricțiune):

λ = r ∙ R ∙tgθ+μ ∙ rt ∙ r+μ ∙ i Rm∙ (r+R ∙ tgθ ∙ tgα ∙ sinθ )

r ∙ ∙ R ∙ tgθ−μ ∙ rt ∙ r−μ ∙i ∙Rm∙ (r+R ∙tgθ ∙tgα ∙ sinθ ) , (3.10)

unde i este numărul de perechi de suprafețe de fricțiune.

► În figura 3.34 este prezentată construcția unui diferențial autoblocabil cu angrenaje melcate, care are în locul pinioanelor planetare obișnuite, pe arborii planetari, roțile melcate (1) și (5). Legătura dintre caseta diferențialului și roțile melcate se realizează prin sateliții melcați (3) și șuruburile melcate (2) și (4). Numărul sateliților melcați în general este de trei sau patru.

1 – roată melcată;2 - șurub melcat;3 – sateliți melcați;4 - șurub melcat;

5 – roată melcată.

Figura 3.34. Construcția unui diferențial autoblocabil cu angrenaje melcate,roți melcate.La deplasarea automobilului în linie dreaptă, diferențialul formează un sistem unitar și se

rotește odată cu caseta. La deplasarea în viraj, șuruburile melcate (2) și (4), împreună cu sateliții (3) încep să se rotească pe axele lor, datorită doferențelor de drum ce trebuiesc parcurse de cele două roți motoare. În cazul în care una din roțile motoare tinde să-și mărească turația (de exemplu roata din dreapta), apare momentul de frecare Μ f , datorită frecării din angrenajele cu șurub melc și roata melcată: 5-4; 4-3; 3-2; 2-1. Acest moment de frecare mărește momentul transmis roții care rămâne în urmă și micșorează momentul transmis celeilalte roți.

Coeficientul de blocare al diferențialului este dat de relația:

λ = 1

η1∙ η2 ∙ η3 ∙ η4 , (3.11)

în care:- η1 = este randamentul angrenajului melcat format din roata (1) și șurubul (2);

- η2 = este randamentul angrenajului melcat format din melcul (2) și satelitul (3);

- η3 = este randamentul angrenajului melcat format din satelitul (3) și șurubul (4);

- η4 = este randamentul angrenajului melcat format din șurubul (4) și roata (5).

Coeficientul de blocare depinde de unghiul de înclinare al spirelor șurubuluimelc, care la diferențialele actuale variază între 200 ÷ 300. În cazul în care angrenajele melcate sunt confecționate dinoțel, coeficientul de blocare are valoarea λ = 6 ... 12.

80

Pentru simplificarea construcției s-au realizat diferențiale fără sateliți (fig. 3.35), la care între roțile melcate (1) și (2) de pe arborii planetari, sunt dispuse numai șuruburile melcate (3) și (4).

1 – roată melcată;2 – roată melcată;3 - șurub melcat;4 - șurub melcat.

Figura 3.35. Construcția diferențialului autoblocabil fără sateliți.Pentru obținerea aceluiași coeficient de blocare ca la diferențialul cu sateliți, unghiul de înclinare

al spirelor șurubului melc trebuie să fie mai mic. Acest lucru conduce la creșterea forțelor din diferențial, și prin urmare, la mărimea uzurii organelor componente.

► Diferențele autoblocabile cu came și tacheți pot fi:- cu un rând de came sau cu două rânduri de came;- cu tacheți dispuși radial sau axial.

► Diferențialul autoblocabil cu came cu tacheți dispuși radial (fig. 3.36) este compus din caseta (1), în care sunt amplasați radial tacheții (4), ce se reazămă cu suprafețele lor de lucru pe camele manșonului (3) și a tamburului (2), care reprezintă elementele conduse. Manșonul (3) are pe suprafața exterioară un rând de came și este montat pe canelurile unui arbore planetar, iar tamburul (2), montat pe celălalt arbore planetar, este prevăzut cu un rând de came la partea interioară.

Dacă vitezele unghiulare ale arborilor planetari sunt egale, atunci tacheții sunt imobili în raport cu suprafețele camelor elementelor conduse. Caseta (1) acționează asupra tachetului (4) cu forța F, iar acesta mai departe asupra camelor tamburului (2) și a manșonului (3), cu forțele F1 și respectiv F2 (fig. 3.36, b), ale căror momente în raport cu axa de rotație a diferențialului sunt egale.

În cazul în care vitezele unghiulare ale arborilor planetari nu sunt egale, tacheții care se rotesc împreună cu caseta, se deplasează în același timp pe direcția lor axială, de la arborele planetar întârziat spre arborele planetar în avans. În același timp se produce o alunecare între suprafețele de lucru ale tacheților în raport cu suprafețele camelor. Pe camele arborelui planetar întârziat viteza de alunecare a tachetului va fi îndreptată în direcția de rotație a elementului motor, iar la camele arborelui planetar în avans va fi îndreptată în sens invers. Datorită acestui fapt, forțele de frecare dintre tacheți și suprafețele camelor măresc momentul care se transmite arborelui întârziat și-l

81

micșorează pe cel transmis arborelui în avans. Totodată, punctul de aplicație al forțelor F se va deplasa spre elementul condus întârziat (fig. 3.36, c). Transmiterea forțelor de la tachet la elementele conduse este posibilă numai în cazul în care normalele comune la suprafețele de lucru ale tacheților și camelor, în punctele lor de contact, formează cu direcția de rotație a elementului conducător un unghi ascuțit.

În figura 3.36, d este prezentată schema forțelor care acționează asupra tachetului pentru cazul în care arborele planetar întârziat este în legătură cu camele interioare, iar arborele planetar în avans cu camele exterioare. Forțele F1 și F2 acționează sub unghiul de frecare ρ față de normala comună a suprafețelor de lucru ale tachetului și profilului camei. Forțele care acționează asupra tachetului din partea casetei sunt înlocuite prin rezultanta F, poziția căreia se determină din condiția că ea trebuie să treacă prin punctul de intersecție al forțelor F1 și F2 sub un unghi, față de perpendiculara pe axa tachetului, egal cu unghiul de frecare ρ.

1 – casetă,2 – tambur;3 – manșon;4 – tacheți radiali.

Figura 3.36. Diferențial autoblocabil cu came cu tacheții dispuși radial.

Din triunghiul forțelor rezultă:F1

F2

=cos ( β1−2 ∙ ρ )cos ( β2+2 ∙ ρ )

(3.12)

Momentele forțelor F1 și F2, în raport cu axa arborilor planetari vor fi: Μ a = r1 ∙ F1 ∙ sin ( β1−ρ ) (3.13)

Μ i=r2 ∙ F2 ∙ sin ( β2+ ρ ) (3.14)în care:- Μ a și Μ i = sunt momentele ce revin arborelui planetar în avans și celui întârziat;

- r1 și r2 = sunt distanțele de la punctele de contact ale tachetului cu camele interioare și exterioare până la axa de rotație a arborilor planetari. Pentru acest caz coeficientul de blocare al diferențialului este dat de relația:

82

λ = Μ 1

Μ a

=r2 ∙ cos ( β1−2 ∙ ρ ) ∙ sin ( β2+ ρ )r1 ∙ cos ( β2+2∙ ρ ) ∙ sin ( β1− ρ )

, (3.15)

iar coeficientul de blocare al diferențialului când arborele planetar întârziat este legat de camele exterioare va fi:

λ , = r1 ∙ cos ( β2−2 ∙ ρ ) ∙sin ( β1+ρ )r2 ∙ cos ( β1+2 ∙ ρ )∙ sin ( β2−ρ )

(3.16)

Coeficienții de blocare λ și λ , diferă puțin unul de altul și variază, datorită variației unghiurilor β1 și β2, cât și a razelor r1 și r2, odată cu modificarea poziției reciproce a suprafețelor de lucru ale tacheților și camelor, provocând pulsația momentului.

Coeficientul de blocare la aceste diferențiale are o valoare cuprinsă între λ = 2,5 ÷ 5.Numărul de came ale manșonului (3) și ale tamburului (2) nu trebuie să fie același, deoarece

ar exista poziții când tacheții ar avea numai o deplasare radială (când F1 și F2 sunt nule), iar momentul nu s-ar mai transmite roților motoare. Acest dezavantaj mai poate fi eliminat și prin soluțiile:- prin utilizarea a două rânduri de came dispuse într-o anumită ordine; - prin întrebuințarea unor came cu pas diferit pentru fiecare din elementele conduse;- prin montarea tacheților pe două rânduri și prin deplasarea celui de-al doilea rând în raport cu

primul cu o jumătate de pas.

3.5. Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru arborii planetari

3.5.1. Destinația și clasificarea arborilor planetari

Arborii planetari servesc la transmiterea momentului motor de la diferențial la roțile motoare ale automobilului. În afară de momentul motor, care solicită arborii planetari la torsiune, ei pot fi solicitați și la încovoiere de forțele care acționează asupra roții motoare.

În figura 3.37 se prezintă roata motoare a unui automobil asupra căreia acționează:- momentul transmis de la diferențial ce către arborele planetar Μ r

, ;

- reacțiunea tangențială a căii F r, egală și se sens contrar cu forța tangențială corespunzătoare

momentului Μ r, ;

- forța de frânare F f ;

- reacțiunea normală a căii asupra roții Z2, ;

- reacțiunea transversală a căii asupra roții Y 2, , care apare la deplasarea în curbe.

Figura 3.37. Schema forțelor și momentelor care acționează asupra unei roți motoare.

83

Arborele planetar al roții este solicitat la torsiune de către momenrul Μ r, , iar forțele F r, F f , Z2

,

și Y 2, , îl pot solicita la încovoiere. Forțele F r și F f

, , dau naștere la momente încocoietoare în planul

orizontal, iar forțele Z2, și Y 2

, la momente încovoietoare în planul vertical.Clasificarea arborilor planetari se face după solicitările la care sunt supuși. Solicitările

arborilor planetari depind de modul de montare al capătului lor exterior în carterul punții motoare.În funcție de modul de montare al arborilor planetari în carterul punții motoare, ei se împart în:

- total descărcați;- semi-încărcați;- total încărcați de momentul încovoietor.

Figura 3.38. Schema de montare a arborilor planetari în carterul punții motoare.

Arborii planetari total descărcați (fig. 3.38, a) sunt solicitați numai la torsiune. În acest caz, butucul roții motoare se montează prin intermediul a doi rulmenți conici (2) și (3) pe trompa (1) a carterului punții din spate. În această situație, solicitarea la încovoiere este preluată numai de carterul punții motoare, arborele planetar prețuind numai momentul motor ce-l solicită la torsiune.

Soluția cu arborii planetari total descărcați se utilizează în special la autocamioane și autobuze.

Arborii planetari semi-încărcați (fig. 3.38, b) se montează printr-un singur rulment (2) dispus între butucul roții și carterul punții motoare (1). Acești arbori sunt solicitați la torsiune de momentul Μ r

, , și parțial la încovoiere de forța Y 2, . Momentul încovoietor dat de această forță este preluat atât de

arborele planetar cât și de carterul punții dinspate. Momentele încovoietoare ale forțelor F r, F t, și Z2

, sunt preluate de carter dacă roata se află în același plan cu rulmentul (2), în caz contrar momentele sunt preluate parțial și de arborele planetar.

Arborii planetari total încărcați (fig. 3.38, c) se sprijină printr-un singur rulment (1), montat între arbore și carterul punții motoare. Acești arbori sunt solicitați atât la torsiune de momentul Μ r

,

cât și la încovoiere de forțele F r, F f, , Z2

, și Y 2, . Soluția se utilizează în special la autoturisme.

3.5.2. Tipuri constructive de arbori planetariPentru a transmite momentul motor de la diferențial la roțile motoare arborii planetari sunt

solidarizați la rotație atât cu diferențialul (pinioanele planetare) cât și cu butucul roții motoare.În figura 3.39 sunt prezentate tipurile constructive de arbori planetari ce se deosebesc între ei

după modul de solidarizare a pinioanelor planetare precum și cu roțile motoare.

84

Figura 3.39. Tipurile constructive de arbori planetari.La arborele prezentat în fig. 3.39 a, solidarizarea cu pinionul planetar se face prin intermediul

canelurilor prevăzute la capătul (1), iar cu butucul roții prin flanșa (2). Arborele din fig. 3.46 b, se solidarizează la rotație cu pinionul planetar tot prin capătul canelat (7), iar cu butucul roții motoare prin intermediul unei pene ce are un locaș pe porțiunea conică (2). La arborele prezentat în figura 3.50 c, pinionul planetar (1) face corp comun cu arborele, iar solidarizarea cu butucul roții motoare se face tot prin intermediul unei pene fixate într-un locaș pe porțiunea conică (2). Arborele din fig. 3.46 d, se solidarizează la rotație atât cu pinionul planetar, cât și cu butucul roții motoare prin intermediul capetelor canelate (1) și (2).

În figura 3.40 este prezentată transmisia la roțile motoare în cazul unui arbore planetar total încărcat. Capătul exterior al arborelui este fixat în trompa (7) prin intermediul rulmentului cu bile (2).

Figura 3.40. Transmisia la roțile motoare la soluția cu arbori total încărcați. 1-butuc roată;2-rulment exterior;3-arbore planetar;4-rulment interior; 5-pinion planetar;6-casetă diferențial;7-trompă.

În figura 3.41 este prezentată transmisia roților motoare la care se folosește soluția cu arbore planetar semi-încărcat. Rulmentul exterior (4) se montează pe piesa (3), fixată cu șuruburi de carterul (2) al punții din spate, iar rulmentul interior (1) este montat pe caseta (5) a diferențialului.

85

Figura 3.41. Transmisia la roțile motoare la soluția cu arbore planetar semi-încarcat. 1-rulment interior;2-carterul punții din spate;3-piesă;4-rulment exterior;5-caseta diferențialului.

În figura 3.42 este prezentată transmisia la roțile motoare la care se folosește soluția cu arborii planetari total descărcați. Butucul (4) al roții motoare se sprijină pe rulmenții cu role conice (3) și (5), care se montează pe trompa (2). În felul acesta, arborele planetar (11) este solicitat numai la torsiune de momentul motor care-l transmite butucului roții, prin flanșa (6), forjată dintr-o bucată cu arborele. Piulița (8) și contrapiulița (7) servesc la fixarea rulmenților, precum și la reglarea lor. Împiedicarea pătrunderii unsorii la tamburul de frână este realizată de garnitura de etanșare (10), care se află pe capătul exterior al trompei. Rulmentul interior (1) este fixat pe caseta diferențialului (12).

Figura 3.42. Transmisia la roțile motoare la soluția cu arborii planetari total descărcați. 1-rulment interior;2-trompă;3,5-rulmenții cu role conice;4,9-butucul roții motoare;6-flanșa; 7-contapiulița;8-piuliță;10-garnitura de etanșare;11-arborele planetar;12-caseta diferențialului.

86

3.6. Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru carterulpunții din spate

3.6.1. Destinația carterului

Carterul punții din spate are rolul de a transmite sarcina verticală de la cadru la roți și în același timp de a transmite forțele de la roțile motoare la cadrul automobilului sau la caroserie (în cazul când acestea sunt autoportante). Tot în carterul punții din spate se găsesc montate o parte din organele transmisiei (transmisia principală, diferențialul și arborii planetari), pentru care trebuie să le asigure o funcționare corespunzătoare.

Carterul punții din spate trebuie:- să fie rezistent;- să fie rigid;- să aibă o greutate proprie cât mai redusă;- să permită montarea și demontarea cât mai ușoară a organelor montate în interior.

Din punct de vedere constructiv carterele punții din spate pot fi:- demontabile: - cu un plan de demontare;

- cu două plane de demontare; - nedemontabile.

Carterele demontabile prezintă dezavantajul că, pentru a se ajunge la diferențial trebuie demontat complet puntea din spate. De asemenea, puntea din spate cu carter demontabil este maipuțin rigidă.

3.6.2. Variante constructive de cartere► Carterul punții din spate demontabil cu două plane de separație (fig. 3.43).

1 – partea centrală a carterului;2,3 – capace conice;4 – trompe;5 – piese cilindrice.

La această soluție, de partea centrală a carterului (1), în care se montează transmisia principală și diferențialului, se fixează prin șuruburi trompele (4), în care se găsesc arborii planetari. Trompele sudate la capetele interioare capacele conice (2) și (3), ce se fixează de partea centrală, iar la capetele exterioare piesele cilindrice (5) în care se montează rulmenții arborilor planetari.

► Carterul punții din spate demontabil cu un plan de separație (fig. 3.44)

1 – planul de separație;2 – carterul central;3 – capacul;4 – trompe;5 – suporți.

Figura 3.44. Carterul punții din spate demontabil cu un plan de separație.În figura 3.44 este prezentat un carter demontabil, cu un singur plan de separație (1), compus

din carterul central (2), capacul (3) și trompele (4). Fixarea capacului (3) de partea centrală (2) se

87

face prin șuruburi. Cele două trompe (4), în care se introduc arborii planetari, sunt presate în carterul (2) și capacul (3), și se fixează de acestea prin nituire, șuruburi sau prin sudură. Carterul central are prevăzut la partea superioară un locaș pentru introducerea lubrifiantului, iar la partea inferioară un locaș pentru golirea lui. Suporții (5) servesc pentru prinderea arcurilor suspensiei. Carterul (2) se obține prin turnare din oțel, iar trompele (4) sunt executate din țeavă.

► Carterul punții din spate nedemontabilLa această soluție carterul poate fi realizat prin turnare, sudură etc. Carterele obținute prin

turnare sau rigide, având forma unei grinzi de egală rezistență. În schimb, condițiile impuse de turnare conduc la obținerea unor pereți groși, rezultând un carter cu o greutate mare, fapt ce conduce la creșterea greutății părții nesuspendale a automobilului. Carterele obținute prin sudură au o greutate mai redusă, construcția este mai suplă, iar procentul de rebuturi este foarte redus în comparație cu carterele obținute prin turnare. Dezavantajul acestor cartere constă în rigiditatea mai scăzută.

În figura 3.45 este prezentat un carter nedemontabil realizat prin turnare dintr-o singură bucată (1) din fontă maleabilă. Accesul la diferențial este permis de capacul (2) din spate, care se montează la carter prin intermediul garniturii de etanșate (4). Garnitura (3) servește la etanșarea carcasei transmisiei principale de carter. Transmisia principală și diferențialul pot fi scoase fără a fi nevoie de demontarea punții motoare. La acest tip de carter transmisia principală se montează într-un carter separat, care apoi se fixează de carterul punții din spate.

1 – partea din fontă maleabilă;2 – capacul din spate;3 – garnitură;

4 – garnitură de etanșare.

În figura 3.46 este prezentat de asemenea un carter nedemontabil la care grinda tubulară (3) este turnată din fontă maleabilă, iar în interiorul ei sunt presate țevile din oțel (4). Carterul (1) se fixează de grinda (3) prin intermediul unor șuruburi, după ce în prealabil au fost montate transmisia principală și diferențialul. Accesul la diferențial este posibil prin demontarea capacului (2). Flanșele (5) servesc la fixarea talerelor de frână.

1 – carter;2 – capac;3 – grindă;4 - țevi din oțel;5 – flanșe.

În figura 3.47 este prezentat un carter nedemontabil obținut din elemente stanțate și apoi sudate, rezultând în felul acesta o greutate proprie mică. Transmisia principală nu mai re o carcasă separată, ci se montează în partea centrală (1) a carterului. Accesul la diferențial și transmisia principală este permis de capacul (3), montat la carter pe garnitura de etanșare (2).

1 – partea centrală a carterului;2 – garnitură de etanșare;

88

3 – capac. Figura 3.47. Carter nedemontabil obținut din elemente ștanțate și sudate.

3.7. Materiale utilizate la construcția părților componenteale punții din spate

Transmisia principală:- materialele întrebuințate pentru pinionul de atac și coroană sunt similare cu cele utilizate la roțile

dințate ale schimbătorului de viteze. Pentru pinionul de atac am ales oțelul aliat 21TMC12.

Diferențialul:- caseta diferențialului se execută prin turnare din fontă maleabilă sau din oțel.- pinoanele planetare, precum și sateliții se execută din aceleași oțeluri ca și roțile dințate ale

schimbătorului de viteze.- crucea sateliților poate fi executat din oțeluri aliate cu conținut redus de carbon, de tipul

20MoC12, 21TCM12, 12CN33, care se cementează. După tratamentul termic HRC = 57 ÷ 65. În unele cazuri, axele sateliților se execută din oțeluri aliate cu conținut mediu de carbon, de tipul 41C10, 40MC11, 41MoC11 supuse tratamentului termic de îmbunătățire. Duritatea stratului călit superficial este de HRC = 56 ÷ 62.

Arborii planetari: - la majoritatea automobilelor se utilizează, pentru arborii planetari, oțeluri aliate cu conținut

mediu de carbon, de tipul 45C10, 41MoC11X, 35CN15X supuse tratamentului termic de îmbunătățire. După tratament duritatea ajunge să fie HB = 340 ÷ 440.

Carterul punții din spate:- carterele punților din spate turnate se execută din fontă maleabilă sau din oțel;- carterele demontabile se execută din tablă de oțel;- pentru trompe se utilizează țevi din tablă sudată sau țevi nesudate confecționate din oțeluri cu un

conținut de 0,2% C.

3.8. Definitivarea soluției tehnice de punte motoare spate propusăpentru proiectare

Din analiza avantajelor și dezavantajelor soluțiilor constructive prezentate la punțile anterioare, am optat pentru o punte motoare spate rigidă cu transmisie principală simplă, cu un diferențial simplu cu roți dințate conice și cu carter demontabil.

Schema transmisiei principale simple cu o singură treaptă ce se va utiliza în calcule este:

89

Figura 3.48. Schema transmisiei cu o singura treapta.

Transmisia principală simplă prezintă roți dințate cu dantură curbă și cu pinionul montat în consolă, care datorită angrenării progresive elimină șocurile și reduce zgomotul, mărindu-se durabilitatea.

Arborii planetari sunt total încărcați, ceea ce înseamnă că se sprijină pe un singur rulment montat între arbore și carterul punții motoare. Pentru transmiterea forțelor și a momentului de la roțile motoare la cadrul caroseriei automobilului, am optat pentru un mecanism de ghidare la care transmiterea forțelor și a momentelor se face prin arcuri elicoidale.

Figura 3.49. Punte motoare spate cu arcuri elicoidale.

Bibliografie :

90

- Frăţilă Gh. – Calculul şi construcţia automobilelor - Editura didactică şi pedagogică. Bucureşti 1977.

- Informaţii despre soluţii constructive pentru punţi motoare spate preluate de pe internet.

- Informaţii despre punţi motoare spate din cursul de SFDS al domnului profesor Mateescu Viorel anul universitar 2010

Capitolul 4

Proiectarea generală a sistemului sau subansamblului definit în cadrul temei de proiect. Precizări privind mentenanţa şi

diagnosticarea acestuia

4.1. Calculul punții

4.1.1.Determinarea forțelor de angrenare și a momentelor ce acționează asupra punții

Fig.4.1.Schema forțelor și a momentelor care acționează asupra punții motoare din spate.

91

unde:- F s , Fd= forțele ce acționează asupra punții,din partea caroseriei,prin intermediul arcurilor;- ZRs

, ZRd= reacțiunile normale ale căii la roți;

- X Rs, X Rd

= forțele de aderență în regimul tracțunii;- X F s

, XF d= forțele de aderență în regimul frânării;

- R s , Rd= reacțunile ce se transmit carterului prin rulmenții de fixare ai arborilor planetari;- FY= forța care acționează asupra cadrului în timpul demarării;- hG= înălțimea centrului de greutate; hG=883 mm;- G2= încărcarea pe puntea spate,cand automobilul este încărcat = 1821,7 daN;- m2= coeficientul de repartizare a sarcinii pe puntea spate;- M R= momentul de tracțiune;- M f = momentul de frânare;- E2= ecartamentul din spate; E2=1630 mm;- D = distanța dintre arcuri; D=1190 mm;- l = distanța de la arc la planul vertical al roții; l=220 mm;- rr= raza de rulare a roții; rr=390 mm;- planele principale:

-planul vertical „V”; -planul orizontal “H”; -planul longitudinal “T”

Fig.4.2. Puntea motoare din spate.

92

4.1.2. Calculul reacțiunilor și momentelorcare acționează asupra punții motoare din spate

a.) Regimul static:În acest caz, asupra punții acționeză doar G2 prin intermediul arcurilor, și reacțiunile normale ale căii ZRs

și ZRd. În figura 4.3 se prezință schema de încărcare a punții în regim static.

10.) calculul reacțiunilor:

(∑ M M )B=G2

2∙l+

G2

2∙ (l+D )−Z Rd

∙ (2 ∙ l+ D )=0⟹Z Rd=

G2

2∙l+

G2

2∙(l+D)

2 ∙ l+D⟹

⟹Z Rd=

G2

2∙2 ∙ l+ D2 ∙ l+ D

⟹Z Rd=

G2

2 (4.1)

(∑ M M )B=0⟹Z Rs=

G 2

2 (4.2)

93

Fig.4.3. Schema de încărcare a punții în regim static

deci:

ZRs=ZRd

=G 2

2=1651,1

2=910,85 da N (4.3)

20.)calculul forței tăietoare:

T Z s=−T Zd

=G2

2=910,85 daN (4.4)

30.)calculul momentului înconvoietor:

M x=ZR s∙l=

G2

2∙ l⟹M x=

1651,12

∙ 0,22⟹M x=364,34 daN (4.5)

b.) Regimul tracțiunii:În acest caz,asupra punții din spate acționeză ZRs

, ZRd, X Rs

, X Rd și m2G2. În figura 4.4 se prezintă

schema de încărcare a punții în regimul tracțiunii.

94

Fig.4.4. Schema de încărcare a punții în regimul tracțiunii.

10.)calculul reacțiunilor: în plan vertical avem ZRs

și ZRd:

ZRs=ZRd

=m2 ∙G2

2 (4.6)

în care m2,în cazul tracțiunii este :

m2=L ∙cosαL−φ ∙ zG

(4.7)

unde:- L= este ampatamentu; L=2,850 m;- φ= este coeficientul de aderență; φ=0,7 pentru o înclinare a drumului α=28∘;- zG= este înălțimea centrului de greutate al autovehiculului încărcat ,zG=0,883 m.

Din (4.7) rezultă m2=1,108

deci,din relația (4.6) ZRs=ZRd

=1009N . în plan orizontal avem X Rs

și X Rd:

X Rs=X Rd

=M max ∙ iS1 ∙ i0

rr

∙λ

1+λ (4.8)

în care : −λ este coeficientul de blocare al diferențialului;

−λ1+ λ

=k ; unde k=0,7.

Înlocuind valorile în relația (4.8),obținem:

X Rs=X Rd

=535 ∙ 2,533 ∙ 4,210,39

∙ 0,7⟹ XR s=XR d

=7392 N

20.)determinarea momentelor : în plan vertical ; M V s

=ZRs∙ l⟹M V s

=1009 ∙0,22⟹M V s=403,624 Nm;

în plan orizontal: M H r=X Rs

∙ l⟹M H r=7392 ∙ 0,22⟹M Hr

=2957 Nm; în plan longitudinal: M T=M R=XR s

∙r r⟹M T=7392∙0,39⟹M T=2883 Nm;

95

Momentul de înconvoiere M,rezultat este: M i=√ M Vs

2 +M Hr2 ⟹M i=√403,6242+29572⟹M i=2984 Nm

Momentul total M rd este: M rd=√ M i

2+M T2 ⟹M rd=√29842+28832⟹M rd=4149 Nm

c.) Regimul frânării: În figura 4.5 se prezintă schema de încărcare a punții în regimul frânării

Fig.4.5. Schema de încărcare a punții în regimul frânării. 10.) calculul reacțiunilor:

În plan vertical avem ZRs și ZRd:

ZRs=ZRd=m2 ∙G2

2 (4.9)

în care m2,în cazul frânării este:

m2=L ∙cosαL+φ ∙ zG

(4.10)

unde:- L = este ampatamentul; L=2,850 m;- φ = este coeficientul de aderență; φ=0,7 pentru o înclinare a drumului α=280;- zG = este înăltimea centrului de greutate al autoturismului încărcat; zG=0,883 m.

Din (4.10) rezultă m2=0,734 deci,din relația (4.9) ZFs=ZFd=668,5 N .

R sV=RdV =a+ba

∙ZRs=a+b

a∙Z Rd=668,5 ∙

0,340,265

=857,69 N (4.11)

în plan orizontal avem X Fs și X Fd. X Fs=X Fd=ZFs ∙ φ (4.12)

înlocuind valorile în relația (4.12) obținem: X Fs=X Fd=467,97 N

R sH=RdH=a+ba

∙ XRs=a+b

a∙ X Rd=467,97 ∙

0,340,265

=600,41 N (4.13)

20.) determinarea momentelor: în plan longitudinal:

M T=M r=X Fs ∙ rr⟹M T=467,97 ∙ 0,39⟹M T=182,508 Nm (4.14)96

Momentul de înconvoiere M î rezultat este :

M î=c ∙a+b

a∙√ZRs

2 +X fs2 ⟹M î=c ∙

a+ba

∙√ZRd2 + X fd

2 ⟹M î=326,41 Nm (4.15)

Momentul total M rd este : M rd=√ M î

2+M T2 ⟹M rd=√326,412+182,5082⟹M rd=373,976 Nm (4.16)

d.) Regimul derapării : În figura 4.6 se prezintă schema de încărcare a punții în regimul derapării.

Fig.4.6. Schema de încărcare a punții în regimul derapării.

10.) calculul reacțiunilor: în partea stângă (plan vertical) avem ZRs și Y Rs:

ZRs=G2

2∙(1+

2∙ φ ∙ zG

E2)⟹ ZRs=

1651,12

∙(1+ 2∙ 0,7 ∙ ∙ 0,8831630 )⟹ZRs=1535 N

Y Rs=G2

2∙ φ ∙(1+

2 ∙ φ∙ zG

E2)⟹Y Rs=

1651,12

∙ 0,7 ∙(1+ 2∙ 0,7 ∙ 0,8831630 )⟹Y Rs=1074 N

R s=Y Rs ∙rr

a−ZRs ∙

a+ba

=1074 ∙0,390,19

−1535∙0,340,19

=−542,3 N

în partea dreaptă avem ZRd și Y rd:

ZRd=G2

2∙(1−

2 ∙ φ ∙ zG

E2)⟹ ZRd=

1651,12

∙(1−2 ∙0,7 ∙ 0,8831630 )⟹ZRd=153,16 N

Y Rd=G2

2∙ φ ∙(1−2∙ φ ∙ zG

E2)⟹Y Rd=

1651,12

∙0,7 ∙(1−2 ∙0,7 ∙0,8831630 )⟹Y Rd=107,214 N

Rd=Y Rd ∙rr

a+Z Rd ∙

a+ba

=107,2∙0,390,19

+153,1 ∙0,340,19

=494,03 N

20.)determinarea momentelor: pentru partea stângă:

M Ys=RS ∙ c⟹M Ys=542,3 ∙ 0,75⟹M Ys=406,7 Nm (4.17)97

Momentul în secțiunea aleasă va fi : −M Ys+ZRs ∙ rr=179,579 Nm (4.18)

pentru partea dreaptă: M Yd=Rd ∙ c⟹M Yd=494,03 ∙ 0,75⟹MYd=370,52 Nm (4.19) Momentul în secțiunea aleasă va fi: M Yd+ZRs ∙l=655,748 Nm (4.20)e.) Regimul trecerii peste obstacole:

În figura 4.7. se prezintă schema de încărcare a punții în regimul trecerii peste obstacole.

Fig.4.7.Schema de încărcare a punții în regimul trecerii peste obstacole

10.)calculul reacțiunilor: în plan vertical avem ZRs și ZRd:

R s=Rd=Z RS ∙a+b

a=Z Rd ∙

a+ba

=cd ∙G2

2∙a+b

a=1651,1 N (4.21)

20.)determinarea momentelor: M V=RRd ∙ l⟹M V=1651,1 ∙0,22⟹M V=728,68 Nm (4.22) Din cele prezentate mai sus,cel mai solicitant regim este regimul trecerii peste obstacole.

98

4.2.Calculul transmisiei principale

Soluția constructivă adoptată presupune folosirea pentru puntea motoare,a unei transmisii principale cu unghi la 900 cu pinion de atac și coroană diferențială cu dantură inclinată cu dinți curbi.

Figura 4.9.Parametrii geometrici ai angrenajelor de roți dințate conice cu dinți drepți sau curbi.

Numărul de dinți:- pinion (z1≥ 5),z1=9;- coroană z2=37.

Raportul de transmitere : i0=4,084.

4.2.1.Determinarea momentului de calcul

Momentul de calcul se determină după valoarea maximă a momentului motor,cu relația : M C=M max ∙ i0 ∙ iS 1∙ η (4.23)

unde: - is 1=¿ este raportul de transmitere corespunzător treptei I-a a schimbătorului de viteze;- η=¿ este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat: η=0,85.- M max= este momentul maxim dezvoltat de motor; M max=71,04 daNm.

⟹M C=387,1 daNm

Angrenaje conice cu dinți înclinați sau curbi: În figura 4.10 se prezintă schema unui pinion conic cu dantură curbă,caracterizată prin unghiul mediu de înclinare al dintelui γ m.

99

În acest caz,forța axială este dată de relația:

Fa=F t ∙( tgα ∙ sinδcos γm

±tg γ m∙ cosδ ) (4.24)

În care se ia semnul minus,dacă sensul de rotație al pinionului este același cu sensul curbei dintelui. Forța radială se determină cu relația:

F r=F t ∙( tgα ∙ cosδcos γ m

± tg γm ∙ sinδ ) (4.25)

la care regula pentru semn este inversă decât la forța axială.

Figura 4.10.Schema pinionului de atac cu dantura curbă.

Calculul efectiv al forțelor din angrenajeDeterminarea momentului de calcul,a numărului de dinți pentru treptele transmisiei:

M m [ daNm ] is 1, i0

, h , M C [daNm ]71,04 4,21 4,084 0,97 387,1

Se alege oțel aliat: 18 MoCrNi 13Tratamentul aplicat: cementare și călireDurități obținute: 58 HRC;300...400HBTensiunea de rupere: σ 1,2=1200 MPaLimita de curgere: σ 021,2=830 MPaTensiunea limită pentru solicitarea de contact,respectiv de înconvoiere:- σ H lim 1,2=1500 MPa- σ F lim 1,2=800 MPa

100

4.2.2. Calculul modului dinților

Modulul mediu al roților dințate conice cu dinți curbi se determină cu condiția de rezistență la înconvoiere,respectiv cu relația:

mmed=3√ 2∙ M C

ψ ∙ y ∙ π 2 ∙ σai ∙ zei ∙ kd k c ∙ kε ∙ cosβ

(4.26)unde:- zei= este numărul de dinți ai roții echivalente;- k d= este un coeficient care ține seama de caracterul dinamic al solicitării;

k d=a

a+v , unde :

- a= este coeficient care ține seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii; a=12;- v= este viteza tangențială a roții pe cercul de divizare:

v=π ∙ nM ∙ rD 1∙ 10−3

60=¿v=3,95 m /s2 (4.27)

¿>kd=0,752 ;- k c=¿ este coeficient care ține seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui;

k c=

1,6

1+0,15 ∙δb

rb

, unde: (4.28)

- ρb=¿ este grosimea dintelui la bază;ρb=15 mm; - rb=¿ este raza de rotunjire a dintelui la bază; rb=2 mm.

¿>kc=0,75.- ψ=¿ este coeficientul modular al lățimii danturii; ψ=2,7;- σ i=¿ este rezistența admisibilă la înconvoiere; σ i=790 N /mm2;

- βm=¿ este unghiul mediu de înclinare al dintelui,în plan median al danturii; βm=360;- y=¿este coeficientul de formă al danturii;

y=0,172−1,15zei

+ 4,5

zei2 (4.29)

- k ε=¿ este coeficient al gradului de acoperire; k ε=0,8∙ ε;

- ε=1,874−3,18 ∙( 1ze 1

+1

ze2) (4.30)

Pentru determinarea lui y și k ε, se calculează numărul de dinți al roților echivalente:

ze1=z1

cos δ1 ∙ ( cosγ m )3 (4.31)

ze2=z2

cos δ2 ∙ ( cosγ m )3 (4.32)

în care δ 1 și δ 2 sunt semiunghiurile conurilor de divizare ale roților:

101

- δ 1=arctgz1

z2

=¿δ1=20,220;

- δ 2=900−20,220=¿ δ2=69,780. Înlocuind valorile obținute în formulele următoare,rezultă că:-ze1=14,102; -ze2=103,89; -y=0,113; -k ε=1,456; -mmed=7. Pentru roțile dințate conice se standardizează modulul frontal mf . Între modulul mediu mmed și modulul frontal mf există următoarea relație:

mf =mmed

cos βm

+b ∙ sin δ1

z1 (4.33)

unde b este lățimea danturii: b=8 ∙mmed=¿b=56 mm. Modulul frontal mf calculat este mf =11,418=¿adopt conform STAS 822-22: mf =12 mm

4.2.3. Verificarea danturii la înconvoiere

Efortul la înconvoiere σ i se calculează cu relaţia:

σ i=F t

b∙ p ∙ y ∙ kd ∙ kc ∙ kε ∙ cos βm , (4.34)

unde: - F t= este forţa tangenţială care se calculează cu relaţia :

F t=2 ∙ M C

Dd 1ech

(4.35)

-în care : - Dd 1ech este diametrul de divizare al roţii echivalente; Dd 1ech

=140 mm; ¿>F t=55285,71N

-M C=¿ momentul calculat cu formula : M C=M max ∙ is 1 ∙ is 0∙ η=387,1 daNm - p = este pasul; p=22 mm.

Rezultă că : σ i=784,47N

mm2<σai=790 N /mm2

.

4.2.4. Calculul la presiunea de contact

Determinarea presiunii de contact se face cu relaţia:

pC=0,418∙√ F t ∙Eb ∙ cosα

∙( 1p1

+1p2

) (4.36)

unde : - E= este modulul de elasticitate; E=2,1∙ 105;

-b= lăţimea danturii; b=56 mm; -p1 şi p2= sunt razele de curbură care se determină cu relaţiile:

p1=r d1 ∙sinα

( cos βm )2 (4.37)

p2=r d 2 ∙sinα

(cos βm )2 (4.38)

în care rd 1 şi rd 2 sunt razele cercurilor de divizare ale roţilor echivalente.

102

Rezultă astfel că :- p1=12,49 N /mm2;

- p2=51,37 N /mm2;

- pc=1858,77N

mm2<pac=1900 N /mm2

.

4.2.5. Verificarea danturii la oboseală la înconvoiere

Forţa tangenţială care solicită dantura este :

F t=δ ∙ Mmax ∙i s1

rd ech

(4.39)

unde δ este coeficientul de utilizare al momentului motor,δ=0,6. ¿>F t=86440 N .

Se calculează efortul efectiv în care F t este cea calculată cu relaţia (4.39). Deci efortul efectiv σ ef =466,26 N /mm2. Efortul unitar pulsator se determină cu relaţia:

σ N=

2 ∙ σ−1 ∙( 107

N )16

1+β0

(4.40)

unde:- σ−1=¿ este efortul unitar pentru un ciclu simetric; σ−1=494 N /mm2;

- σ r=¿ este efortul de rupere; σ r=1000 N /mm2;- N=¿ este numărul de cicluri;

- β0=σ−1

σ=¿ β0=0,494

(4.41) rezultă : σ N=1075,65 N /mm2. Angrenajul verificat este corespunzător din punct de vedere al rezistenţei la oboseală la înconvoiere dacă se verifică relaţia:

σ ef ≤σ N

k ' (4.42)

unde:- k '=¿ este coeficientul de siguranţă la calculul de oboseală; k '=k ' ' ∙ c;- k ' '=¿ este coeficientul de dinamicitate; k ' '=1.

c=k1 ∙ k2 ∙ k3∙ c1∙ c2 (4.43)în care :- k 1=¿ este un coeficient care ţine cont de concentrarea sarcinii în lungul dintelui; k 1=1,1;- k 2=¿ este un coeficient care ţine cont de siguranţa în funcţionare; k 2=1,12;- k 3=¿ este un coeficient care ţine cont de precizia metodelor de calcul; k 3=1,3;- c1=¿ este un coeficient care ţine cont de precizia de prelucrare; c1=1,02;- c2=¿ este un coeficient care ţine cont de calitatea suprafeţelor; c2=1,08.

Din relaţia (4.42) rezultă σ ef =546,26 N mm2<σN

k=603,75 N mm2.

103

4.2.6. Calculul la oboseală la solicitarea de contact

În acest caz, calculul presiunii efective se face cu forţa tangenţială F t=F t ech. Forţa tangenţială echivalentă F t ech, se calculează cu relaţia:

F t ech=M ech

rd ech (4.44)

în care:

- M ech=¿ este momentul echivalent calculat cu relaţia: M ech=M Rmed

ik med ∙ ηt (4.45)

- M R med=¿ este momentul mediu la roată:

M R=( FR

Ga med) ∙

Ga ∙r s

i0

(4.46)

- în care: - FR=¿ este forţa specifică medie la roată; FR=0,04; -r s=¿ este raza roţii; r s=390 mm.

Înlocuind valorile în relaţia (4.45),obţinem M Rmed=416485,24 Nmm. Raportul de transmitere mediu ikmed se determină cu ajutorul relaţiei:

ikmed=∑

1

5

α i ∙ iki

∑1

5

αi

(4.47)

unde:- iki=¿ sunt rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze;- α i=¿ este timpul relativ de utilizare a fiecărei trepte de viteză,în procente din timpul total de

exploatare. Avem :α 1=0,5 % ; α2=4,5 % ; α3=20 % ;α 4=25 % ;α5=25 %. Înlocuind valorile în relaţia (4.45),obţinem : ikmed=1,073. Din relaţia (4.45) rezultă că M ech=281114,54 Nmm , pe care înlocuindu-l în relaţia (4.44) obţinem forţa tangenţială echivalentă, F t ech=5701,01 N . În relaţia (4.39) înlocuim F t cu F t ech şi obţinem presiunea efectivă: pe=315,181 N /mm2. Efortul unitar admisibil de contact este dat de relaţia :

pac=pNc

c (4.48)

unde :- c=¿ este coeficientul de siguranţă;- pNc=¿ este efortul unitar la oboseală determinat cu relaţia:

pNc=k ∙ H ∙ 6√ NNC

(4.49)

unde :- k= este coeficient care ţine seama de calitatea materialului, k=285;- H= este duritatea HRC a materialului; H=57.

Din relaţia (4.49) rezultă: pNc=25015 N /mm2,pe care o înlocuim în relaţia (4.48) şi obţinem:

pac=22740N

mm2> pef=465,372 N /mm2

.

104

4.3. Calculul arborilor planetari

Arborele planetar are rolul de a transmite fluxul de putere al motorului, de la diferențial la roata motoare a autovehiculului. Pentru aceasta el este solidarizat la rotație cu roata condusă a reductorului lateral printr-o îmbinare prin caneluri și cu butucul roților prin prezoane.

4.3.1. Stabilirea materialului din care este confecționat arborele planetar

La alegerea materialului s-a avut în vedere solicitările la care arborele planetar este supus. Astfel am ales un oțel cu conținut mediu de carbon și anume 41 MoC 11, supus tratamentului de îmbunătățire, cu următoarele caracteristici:- duritatea Brinell: 217 N /mm2;- limita de curgere: σ m=750 N /mm2;

- rezistența la tracțiune: σ r=950 N /mm2;- alungirea la rupere: δ r=11 %;- gâtuirea la rupere: z=50 %;- reziliența: -KCU 30/2=8 kgf ∙ m/ cm2;

-KCU 30/5=6 kgf ∙ m /cm2; După executarea tratamentului de îmbunătățire duritatea oțelului trebuie să fie 380÷440 HB. Canelurile se durifică prin călire CIF urmată de revenire,obținându-se o duritate de 40...46 HRC.

Arborele planetar se prelucreză în faza de semifabricat prin forjare și matrițare, la forma apropiată de piesa finită.

4.3.2. Stabilirea soluției constructive și de montare a arborelui planetar

Arborele planetar al transmisiei laterale este compu din două părți principale:- prima parte este canelată și face legătura cu diferențialul punții motoare;- a doua parte este capătul de asamblare cu butucul roții,sub formă de flanșă.

Figura 4.11. Arborele planetar.

Asamblarea arborelui cu butucul roții se face prin îmbinarea filetată (prin intermediul prezoanelor).

La realizarea arborelui planetar se vor avea în vedere următoarele aspecte:- abaterile de la concentricitate a suprafețelor cilindrice exterioare se admit de max. 0,5 mm.

105

- bătaia radială a gulerului flanșei față de suprafața cilindrică exterioară cu caneluri și de sprijin să nu depășească 0,1 mm;

- suprafața laterală interioară a flanșei se tolerează la perpendicularitate pe suprafața fusului;- privind calitatea suprafețelor prelucrate, trebuie precizat faptul că arborele planetar nu prezintă

pretenții deosebite, rugozitatea fiind cuprinsă între 1,6...6,3 μm,iar în zona de acționare a elementului de etanșare: Ra=0,8 μm.

4.3.3. Calculul de rezistență a arborelui planetar

Calculul de rezistență a arborelui planetar cuprind următoarele etape de calcul:- determinarea momentului de torsiune;- predimensionarea arborelui;- verificarea arborelui planetar la deformația de torsiune, prin determinarea deformației unghiulare

și a deformației unghiulare specifice;- stabilirea parametrilor dimensionali ai îmbinării prin caneluri și verificare la strivire a acesteia;- verificarea șuruburilor de prindere a flanșei pe butucul roții.

a.) Calculul arborilor planetari dintre diferențial și butucul roțiiMomentul de torsiune M t:

M t=M max ∙iS 1 ∙i0 ∙λ

1+λ (4.50)

unde λ este coeficientul de blocare al diferențialului λ

1+ λ=0,7.

Deci: M t=2202,97 Nmm.

106

Figura.4.12. Schema calcului de rezistență a arborilor planetari

b.) Determinarea diametrului minim necesar din solicitarea torsiune:

Din STAS 791-80 aleg otelul 41 MoC 11 cu următoarele caracteristici mecanice:- σ a1=18,58 N /mm2;

- τ at=50,18 N /mm2.

τ t=

M t

W p

=M t

π ∙ d3

16

≤ τ at=¿d ≥3√ 16 ∙ M t

π ∙ τ at (4.51)

Diametrul arborelui,d,se determină cu relația:

d= 3√ 16 ∙ M t

π ∙ τ at

Deci: d=33,407 mm. Constructiv aleg d=34 mm.

c.) Verificarea deformației la torsiune a arborelui:

Constructiv aleg lungimea L=340 mm. Deformația unghiulară se determină cu relația:

φ= 1G

∙M t ∙ L

I PC

(4.52)

107

unde:- G = este modulul de elasticitate longitudinal; G=8,25∙ 104 N /mm2;- I PC=¿ este modulul de inerție.

I PC=π ∙d2

32

(4.53)Din relația (4.69) rezultă φ=0,2 rad<φa=1 rad.Deformația unghiulară specifică θ se determină cu relația:

θ=φL

(4.54)

Deci : θ=2,882∙ 10−4 rad /mm.

d.) Stabilirea parametrilor dimensionali ai îmbinării prin caneluri și verificarea acesteia:

În figura 4.13. se prezintă elementele constructive ale îmbinării prin caneluri.

Fig.4.13. Elementele constructive ale îmbinării prin caneluri.

Din STAS 1770-86 aleg:- numărul de caneluri: z=12;- diametrul exterior: D=34 mm;- diametrul interior: d=28 mm;- c=0,4± 0,2mm;- lățimea canelurii: b=2 mm;- diametrul minim: dmin=20 mm;- raza medie: rm=15 mm.

e.) Verificarea la forfecare:

Efortul la forfecare se determină cu relația:

τ f=4 ∙ F

10 ∙ π ∙ 122

(4.55)unde:

F=2∙ M C

D S

=¿F=170803 N

Din relația (4.72) rezultă:

τ f=151,02N

mm2<τ fa=490

N

mm2

108

Având în vedere că arborii planetari sunt semi încărcați, momentul de torsiune M t se determină cu formula:

M t=M max ∙iS 1 ∙i0 ∙λ

1+λ (4.56)

unde λ este coeficientul de blocare al diferențialului λ

1+ λ=0,7.

Deci : M t=2202,9785 Nmm.

f.) Verificarea șuruburilor de prindere a arborelui planetar de butucul roții.

Aleg 3 șuruburi M8x15 mm conform STAS 4845/71: Diametrul de dispunere a șuruburilor:- Ds=120 mm;- l p=44,5 mm.

Materialul folosit la fabricarea șuruburilor este OL 50.

g.) Verificarea la strivire:

- Efortul la strivire σ s se calculează cu relația :

σ s=Ft

S (4.57)

unde :

- F t=M t

rm

=¿ F t=308900 N (4.58)

- S=L∙ s; unde:

s=0,75∙ z ∙ (D−d2

−2 ∙c )=¿ s=31,5 mm (4.59)

¿>S=70 ∙31,5=¿S=2205 mm2

Din relația (4.57) rezultă:

σ s=140,09N

mm2<σas=750

N

mm2

4.4. Calculul carterului punții motoare

109

Figura 4.14. Schema carterului punții motoare.

- l=220 mm;- a+b=690 mm;- rr=386 mm.

10. Regimul transmiterii forței de tracțiune maxime: M iV=Z2 S∙ l=¿ M iV=1938,8656 Nm M iH=FRs ∙ X=¿M iH=FRd ∙ X=¿M iH=2691,804 Nm X=1 – este transmiterea forței la cadru sau caroseriei prin arc. M i=√ M iV

2 + MiH2 =¿ M i=2691,804 Nm

M t=F f 2 s ∙ r=¿ Mt=F f 2 d ∙ r=¿ M t=4118,625 Nm

σ ech=√ M i2+M t

2

W i

=¿σ ech=√ M i2+M t

2

0,1 ∙ d3 =¿σ ech=4184,75 MPa

20. Regimul frânării: M iV=Z2 S∙ l=¿ M iV=Z2 d ∙l=¿M iV =795,65 Nm M iH=F f 2 s ∙l=¿ M iH=636,52 Nm

M i=√ M iV2 + MiH

2 =¿ M i=1018,93 Nm M t=F f 2 s ∙ r=¿ Mt=1403.9825 Nm

σ i=M i

W i

=¿σ i=M i

0,1∙ d3 =¿σ i=424,554 MPa

σ ech=√ M i2+M t

2

W i

=¿σ ech=√ M i2+M t

2

0,1 ∙ d3 =¿σ ech=1119,78 MPa

30. Regimul derapării: M is=Z2 s ∙l−Y 2 s ∙r=¿ M is=98,2189 Nm

σ is=M is

W i

=¿σ is=M is

0,1∙ d3 =¿σ is=0,07 MPa

M id=Z2 d ∙ l+Y 2d ∙ r=¿ M id=268,03 Nm

σ id=M id

W i

=¿ σ id=M id

0,1∙ d3 =¿σ id=0,193 MPa

40. Regimul trecerii roții peste obstacole: M i=Z2 s ∙ l=¿ M i=Y 2d ∙ l=¿ M i=751,1 Nm

σ i=M i

W i

=¿σ i=M i

0,1∙ d3 =¿σ i=312,958 MPa

110

4.5 . Mentenanţa şi diagnosticarea diferenţialului. Analiza principalelor moduri de reglare a transmisiei principale

Reglarea transmisiei principale cuprinde reglarea rulmenților pinionului și coroanei, precum și a jocului din angrenaj. Dacă nu se prevăd anumite soluții constructive pentru reglare, este imposibil să se compenseze uzura rezultată în procesul exploatării, iar piesele se schimbă mai des. În lipsa posibilităților de reglare, construcția subansamblelor se amplifică, micșorându-se numărul total de organe.

Reglarea rulmenșilor pinionului de atac se poate realiza cu ajutorul unor garniture de reglare (3), asemănătoare ca în figura 3.21.b.

Pentru reglarea rulmenților coroanei se folosesc piulițele de reglare (1) din figura 3.22.b, care se reazămă în inelele exterioare ale rulmenților,sau cu ajutorul unor garniture de reglare dispuse între inelul interior al rulmenților și caseta diferențialului. La unele automobile, rulmenții coroanei nu se reglează. În scopul asigurării unei funcționări corecte a angrenajului conic, trebuie să se prevadă posibilitatea reglării jocului din angrenaj.

Roțile dințate ale transmisiei principale trebuie să fie astfel reglate încât dinții să calce pe toată lungimea lor, iar între dinții angrenajului să existe un joc lateral prescris pentru fiecare transmisie. Angrenarea corectă a roților dințate conice se verifică după poziția contractului dintre dinți cu ajutorul petei de vopsea. În acest scop dinții pinionului de atac se acoperă cu un strat subțire de vopsea, după care pinionul se învârtește în ambele sensuri. În funcție de poziția petei de vopsea de pe dinții coroanei se apreciează dacă angrenarea este corectă sau nu.

În tabelul 4.5.1 se reprezintă schematic operațiile de reglaj în funcție de aspectul petei de vopsea.

Tabelul 4.5.1.Verificarea angrenării roţilor dinţate conice prin determinarea suprafeţei de contact cu ajutorul vopselei.

Poziţia petei de contact pe roata condusă

Mers inainte Mers înapoi

Metoda de înlăturare a defecţiunii Sensul de deplasare al coroanei şi al pinionului

Pata de vopsea la mijlocul înalţimii dintelui,deplasată spre capatul lui mai îngust.

Angrenare corectă a roţilor dinţate

Pata de vopsea pe partea lată a dintelui.

Se apropie coroana de pinionul de atac. Dacă prin aceasta se obţine un joc lateral între dinţi prea mic,se îndepartează pinionul de atac

Se îndepărtează coroana de pinion. Dacă prin aceasta se obţine un joc lateral între dinţi prea mare, se apropie pinionul.

111

Pata de vopsea pe partea îngustă a dintelui.

Pata de vopsea la vâful dintelui.

Se apropie pinionul de coroană. Prin aceasta, dacă jocul lateral între dinţi se obţine prea mic,se îndepărtează coroana.

Pata de vopsea la baza dintelui.

Se îndepărtează pinionul de coroană. Dacă prin aceasta se obţine un joc lateral între dinţi prea mare, se apropie coroana.

După montaj se mai verifică și jocul dintre flancurile care nu trebuie să depășească anumite limite (tabelul 4.5.2).

Tabelul 4.5.2. Jocurile între flancurile dinților în cazul angrenajelor conice Modelul în mm. 4 6 12 25Jocul între flancurile dinților (în planul normal), în mm.

0,1 …. 0,15 0,15 … 0,20 0,20 … 0,30 0,30 … 0,40 0,50 … 0,75

Determinarea jocului se face prin măsurarea grosimii unei benzi de plumb, după ce în prealabil a fost introdusă între danturile roților aflate în angrenare. Poziția relativă corectă a pinionului și coroanei se stabilește prin deplasarea pinionului sau prin deplasarea coroanei. Pinionul se deplasează cu ajutorul garniturilor de reglare (2) dispuse între carterul transmisiei principale și carterul punții (fig. 3.21,b și 3.23, c).

112

Fig.4.5.1.Reglarea transmisiei principale.Când rulmenții pinionului de atac sunt montați direct în carterul transmisiei principale,

deplasarea arborelui pinionului se realizează prin variația numărului de reglare (4) (fig. 4.5.1.a) sau prin variația numărului garniturilor de reglare (1) (fig. 4.5.1,c) și prin deplasarea respectivă a manșonului (4) cu ajutorul șurubului (5). Deplasarea coroanei (6) se realizează prin deșurubarea piuliței (1) care se reazămă de inelul exterior al rulmentului (fig.4.5.1,b și c) și înșurubarea piuliței din cealaltă parte. Aceeași reglare se poate utilize pentru coroană (5) prin schimbarea numărului garniturilor de reglare (3) (fig. 4.5.1,c) dintr-o parte în cealaltă parte, fără a schimba numărul total de garnituri, pentru a nu afecta reglarea rulmenților.

Bibliografie:

- George Dobre – Organe de maşini – vol.1. Ed. BREN, Bucureşti,2003

113

Capitolul 5

114

Proiectarea unei piese din componenţa sistemului sau subansamblului de la capitolul 1: pinion de atac .

Predimensionare, alegerea materialului, calcule de rezistenţă, precizarea jocurilor funcţionale, stabilirea

preciziei dimensionale, a calităţii suprafeţelor şi a tratamentelor termochimice, fişa film a tehnologiei de

fabricare

Proiectarea pinionului de atac din componeta puntii motoare 5.1.Calculul arborelui pinionului de atac

5.1.1. Stabilirea schemei de încărcare şi determinarea reacţiunilor şi a momentelor de înconvoiere şi torsiune

În figura 5.1 se prezintă schema de încărcare a pinionului de atac :- c=170;- a=40.a) Determinarea reacţiunilor în plan vertical:

(∑ M i ) A=0=¿ BV ∙ c−Fr ∙ (a+c )−Fa ∙ rd=0=¿BV =F r ∙ (a+c )+Fa ∙ r

c=¿ BV =58582 N

(∑ M i )B=0=¿ AV ∙ c−F r ∙ a−Fa ∙r d=0=¿ AV =F r ∙ a+Fa ∙ r

c=¿ AV =22736 N

Figura 5.1. Schema de încărcare a pinionului de atac.

b) determinarea reacţiunilor în plan orizontal:

(∑ M i ) A=0=¿ BH ∙ c−Ft ∙ (a+c )−Fa ∙ rd=0=¿BH=Ft ∙ (a+c )+Fa ∙ r

c=¿BH=112727 N

(∑ M i )B=0=¿ AH ∙ c−F t ∙ a−Fa ∙ rd=0=¿ AH=Ft ∙ a+Fa ∙ r

c=¿ AH =33049 N

c) momentul înconvoietor în plan vertical M iV , este:

115

M iV=F r ∙ a+Fa ∙ Fa ∙ rd=¿ MiV =3865,196 Nm (5.1)d) momentul înconvoietor în plan vertical M iH,este:

M iH=Ft ∙ a+Fa ∙r d=¿ M iH=5618,447 Nm (5.2) Reacţiunea în punctul A: RA=AV + AH=¿R A=5578,6 daN (5.3) Reacţiunea în punctul B: RB=BV +BH=¿ RB=17131 daN (5.4) Momentul înconvoietor rezultat se determină cu relaţia: M i=√ M iV

2 + MiH2 =¿ M i=6819,58 Nm (5.5)

Momentul de torsiune este egal cu momentul de calcul: M t=M c=3871 Nm (5.6)

5.1.2. Determinarea diametrului minim necesar și a diametrului echivalent

Materialul ales este : 21 TMC 12.Din solicitarea la înconvoiere avem:

dmin=3√ 16 ∙ M i

π ∙ σai

=¿dmin=35,29 mm (5.7)

Din solicitarea la înconvoiere avem:

dmin=3√ 16 ∙ M i

π ∙ τai

=¿dmi n=31.76 mm (5.8)

unde τ ai=532 N /mm2. Aleg : ϕ 40 mm Cunoscând momentul de înconvoiere și momentul de torsiune se poate calcula efortul unitar echivalent,conform ipotezei a III-a de rupere (a efortului tangențial maxim),cu relația:

σ i=√ M i2+M t

2

W i

(5.9)

în care W i=π ∙de

16 (5.10)

Punem condiția ca σ=σ aiși putem determina diametrul echivalent de din relația (5.10):

de=√ 16 ∙ ( M i+M t )π ∙ σ ai

=¿ de=40,31 mm (5.11)

5.1.3. Determinarea săgeții maxime la înconvoiere

În figura 5.2. se prezintă schema de deformare la înconvoiere a arborelui pinionului de atac.

Figura 5.2. Schema de deformare a arborelui pinionului de atac.

Săgeata maximă f maxse determină cu formula:

116

f max=Ft

E ∙ I∙

c ∙ a2

3

(5.12)

unde : I=π ∙de

4

32=¿ I=259413,754 mm4 (5.13)

Săgeata maximă trebuie sa fie cuprinsă între limitele: f=0,05...0,15 mm. Din relația (5.12) rezultă: f max=0,13 mm.

5.1.4. Alegerea rulmenților

Aleg rulmenți radiali-axiali cu role conice,a căror dimensiuni sunt cuprinse în STAS 3920.Durabilitatea rulmentului se calculează cu relația:

Lh=

2 ∙ π ∙( cFech )

p

∙ 106

3600∙ω

(5.14)

unde: - p= este un exponent ce depinde de tipul rulmentului; p=3,33;

- ω=2∙ π ∙ nmax

i S 1∙ 60=¿ω=277,7 rad / s (5.15)

Tabelul 5.1. Tabel cu dimensiunile rulmenților utilizați pentru angrenajul conic

Lagăr Tip rulment Dimensiuni

d D B C T AA radial-axial cu role conice 25 55 30 25 32 20B radial-axial cu role conice 30 70 26 22 29,25 18

C,D radial-axial cu role conice 45 85 20 18 22 18

Turația limită Masakg

Yo Y e Sarcina rad.de bază Simbol STAS

unsoare ulei Dinamică Statică 2600 3600 2,8 0,9 1,7 0,35 229 229 32307A 39203200 4300 1,83 0,4 0,7 0,83 102 102 31306A 39202800 3800 1,56 0,8 1,4 0,43 157 204 32309A 3920

Capacitatea de încărcare dinamică se calculează cu formula: Canec

=AH ,V ∙ p√ D<C r , respectiv Canec=BH ,V ∙ p√D<C r

unde :- C r=¿ sarcina radială pe baza dinamică;- D=¿ durata de funcționare în milioane de rotații. Se poate calcula și cu relația:

D=60 ∙ ne ∙ Dh

106 =¿ D=138,86 mil . rotații (5.16)

- Dh=¿ durata de funcționare în ore;- ne=¿ turația echivalentă a inelului rulmentului.- Q=¿ sarcina echivalentă, în N;- C=¿ capacitatea de încărcare dinamică,în N;- p=¿ exponent ce depinde de tipul rulmentului: - p = 3 pentru rulmenții cu bile;

-p = 3,3 pentru rulmenții cu role.Raportul de transmitere mediu ikmed se determină cu ajutorul relației:

117

ikmed=∑

1

5

α i ∙ iki

∑1

5

αi

(5.17)

unde:- iki=¿ sunt rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze;- α i=¿ este timpul relativ de utilizare a fiecărei trepte de viteză, în procente dint timpul total de

exploatare. Avem : α 1=1 ;α2=3 α3=5 α4=16 α 5=75 Înlocuind valorile în relația (4.66),obținem: ikmed=1,073. Alegerea rulmenților din butucul roților se face pe baza rezultatelor obținute mai sus.

Tabelul 5.2. Tabel cu dimensiunile rulmenților utilizați pentru butucul roților.Lagăr Tip rulment Dimensiuni

d D B C T αG.H radial-axial cu role conice 45 85 20 18 22 18

Lagăr Masa kg

Yo Y e Sarcina rad.de baza Simbol STASunsoare ulei Dinamică Statică

2800 3800 1,56 0,8 1,4 0,43 157 204 32309A 3920

5.2. Analiza condițiilor tehnico-functionale și a tehnologității piesei și stabilirea sistemului de producție a pinionului de atac

5.2.1. Rolul funcțional și solicitările piesei

Pinionul de atac face parte din ansamblul transmisiei principale a autoturismului de proiectat și servește la transmiterea fluxului de putere de la transmisia longitudinală prin intermediul flanșei (9) la coroana (3) a diferențialului (7) și respectiv la arborii planetari (5) și (8).

1-pinionul de atac 2-rulmenți conici 3-coroana 4-carterul transmisiei principale 5-arbore planetar 6-șuruburi de montare a coroanei pe diferențial 7-diferențial 8-șaibe calibrate 9-flanșa de legătură

Fig.5.3. Schema transmisiei principale.

Pinionul de atac (1) este montat în consolă prin rulmenții conici cu role (2) direct în carterul (3) al transmisiei principale. Dantura utilizată pentru o angrenare cât mai bună este cea curbă,care prezintă următoarele avantaje față de angrenajele hipoide sau melc-roată melcată:

118

- la rapoarte de transmitere egale are dimensiuni de gabarit de până la de 2 ori mai mici;- la dimensiuni egale suportă încărcări mai mari;- între dinții pinionului de atac și cei ai coroanei are loc un contact progresiv,în acest fel

eliminându-se o sporire a durabilității și o diminuare a zgomotului. Această dantură are dezavantajul unui cost ridicat datorită tehnologiei de fabricare și necesitatea unor reglaje precise la montare și ungere pretențioasă pentru reducerea frecărilor mari dintre dinți. Angrenajul conic este foarte sensibil în ceea ce privește condițiile de montaj,în sensul angrenării corecte. În cazul în care vârfurile conurilor celor două roți (pinion,respectiv coroana) nu ar coincide cu o diferență de ordinul zecimilor de milimetri,apar concentrări de forțe pe muchiile dinților,cresc brusc tensiunile de constact și solicitările de înconvoiere,crește zgomotul,încălzirea,uzura acestora și se mărește considerabil probabilitatea distrugerii angrenajului. Chiar și la o montare corectă trebuiesc avute în vedere deformările piesei și uzura rulmenților. Pentru mărirea rigidității se mărește lungimea efectivă a lagărului utilizându-se rulmenți conici cu role în ”O”. Valorile deformațiilor admise pentru angrenajul conic sunt date în figura 5.4. Pentru reglaje sunt prevăzute și șaibe calibrate. Această strângere preliminară cpnduce la anularea jocurilor axiale din lagăre și la apariția unor deformații elastice ale rulmenților. Valoarea strângerilor inițiale se acceptă ca fiind între limitele 0,005 ÷ 0,07 mm și se apreciază prin momentul necesar înșurubării piuliței (1,5 ÷ 2,0 Nm) la pinionul montat în consolă. Valoarea finală definitivă a prestrângerilor se stabilește în urma încercărilor experimentale pe prototipuri. Odată cu creșterea ei se micșorează posibilitatea de perturbare a angrenăriii roților conice și se îmbunătățesc condițiile de funcționare a rulmenților deoarece se asigură o distribuție mai uniformă a sarcinii și se reduc solicitările dinamice provocate de schimbarea mărimii și sensului forțelor din angrenajul conic. Mărirea strângerii peste 0 (valoare optimă) conduce la o sporire a uzurii lagărelor. Angremarea corectă se verifică prin intermediul metodei petei de contact dintre flancurile dinților în angrenare. Pentru aceasta dinții pinionului de atac se acoperă cu un strat de vopsea,apoi se învârte transmisia principală în ambele sensuri. Angrenarea se consideră corectă dacă pata lăsată pe coroană este de minimum 60% din lungimea dintelui și cât mai aproape de vârful conului.

Fig.5.4. Deformările piesei și uzura rulmenților.

Se măsoară jocul lateral dintre dinți prin măsurarea grosimii unei plăcuțe de plumb,după ce în prealabil aceasta a fost introdusă între danturile roților aliate în angrenare. Această grosime este în funcție de modulul danturii. Etanșarea lagărului este asigurată de deflectoarele si de inelele montate în jurul acestuia. Suprafețele cele mai importante care privesc piesa sunt suprafețele pe care se vor monta rulmenții,ținând seama de influența lor reciprocă asupra angrenării pinionului. Pentru rulmenți se

119

prevede un ajustaj cu strângere de precizie s6. Totodată aceste suprafețe trebuie să respecte condițiile de concentricitate și de perpendicularitate pe o suprafață filetată a pinionului.Pentru caneluri se prevede un ajustaj cu joc. Pentru filetul piuliței se prevede o strângere h6. Pentru dinții pinionului se impun condiții de precizie și de suprafață,suprafața dinților trebuind să respecte condițiile de durabilitate,ei fiind solicitați la oboseală, la presiunea de contact și la înconvoiere. Ținând seama de încălzirea piesei în timpul funcționării,mai ales în zona pinionului, trebuiesc luate măsuri,pe deoparte,de ungere pentru micșorarea frecărilor,iar pe de altă parte,măsuri de asigurare a dilatărilor ce apar în funcționare.

5.2.2. Condițiile tehnice impuse piesei finite prin desenul de execuție

Pentru piesa finită se execută fosfatarea antigripantă a suprafeței în afară de suprafețele de așezare a rulmeților pe pinion. Se execută cementarea și călirea cu ajutorul C.I.F. pentru a obține o grosime a stratului cementat cu o duritate de 550 HB pentru care grosimea este E=0,7 ÷ 1,0 mm. Grosimea totală a stratului cementat este Et=0,8 ÷ 1,2 mm. Duritatea la suprafață este HB10=741÷ 920. Calitatea cuplurilor spiro-conice este conform N013302. Nu se admit bravuri și muchii ascuțite. Toleranțele cotelor libere sunt conform IS13 pentru arbori-alezaje și IS14 pentru alte cazuri. Pentru suprafețele de așezare ale rulmeților se admite o rugozitate de 0,8 iar pentru restul suprafețelor de 6,3. Toleranțele între suprafețe este de 0,06 și 0,08. Abaterea de la perpendicularitate este de 0,02.

5.2.3. Analiza tehnologicității construcției piesei

Semifabricatul se obține prin forjarea în matrița închisă sau deschisă și este de o complexitate redusă. Razele de racordare variază între R3 și R6 în funcție de suprafețe. Pentru zona în care se vor afla dinții pinionului de atac se prevede o înclinare lată de orizontală a suprafeței conice de 130. Toleranța dimensională este de 1,6. Semifabricatul are o bună tehnologicitate,o bună rigiditate,permițând accesul ușor cu scule și aparate de măsură și control.

5.2.4. Alegerea justificată a materialului pentru execuția piesei

Pentru alegerea materialului piesei se vor avea în vedere criteriile care stau la baza alegerii unui material:- caracteristici fizico-mecanice;- caracteristici chimice;- caracteristici tehnologice;- caracteristici economice.

Pentru alegerea unui material sunt avute în vedere următoarele proprietăți ale acestuia:- proprietăți funcționale:

-densitatea; -rezistența la coroziune; -rezistența la rupere; -duritatea; -reziliența; -modulul de elasticitate; -rezistența la înconvoiere; -rezistența la răsucire.

120

- proprietăți tehnologice:

-durabilitate; -deformabilitatea; -așchiabilitatea;

- proprietăți economice: -preț de cost.

Cea mai bună utilitate o are materialul 17CrNiMo6. Conform STAS 791-80,acesta are următoarele elemente de aliere:- S⟶0,18 ;- Mn⟶0,8 ;- Si⟶max .0,005 ;- Cr⟶1,0 ;- ¿⟶0,3 ;- Mo⟶0,2 ;- P⟶0,35.

Aceste date sunt pentru aliajul 17CrNiMo6 de calitate normală, iar pentru acelaşi material, dar pentru caliate superioară compoziţia este:- S⟶0,29 ;- Mn⟶1,2;- Mo⟶0,3 ;- Si⟶0,02 ÷ 0,04 ;- Cr⟶1,9 ;- ¿⟶0,5 ;- P⟶0,35.

5.2.5. Calculul ritmului şi productivităţii liniei tehnologice.Stabilirea preliminară a sistemului de producţie

a.) Calculul fondului anual real de timp F r: F este dat de relaţia următoare:

[ zc−( zd+zs) ] ∙ ns ∙ ts ∙ k p [ ore/an ],unde:- zc−¿ zilele calendaristice = 365;- zd−¿ zilele de duminică = 52;- zs−¿ zilele de sărbători legale = 6;- ns−¿ numărul de schimburi = 3;- t s−¿ durata unui schimb = 8 h;- k p−¿ coeficient care ţine seama de pierderile de lucru datorat reparaţiei executate în timpul

normal de lucru - k p=0,94. ¿>F r=6926 ore.

b.) Calculul planului de producţie de piese: N pp=N p ∙ n+N r+N ri+N rc

121

unde:- N p=¿ planul de producţie de piese stabilit = 12000;- n=¿ numărul de piese de acelaşi tip = 1;- N r=¿ numărul de piese livrate odată cu produsul = 0;- N rc=¿ numărul de piese livrate la cerere = 0 …200 ÷ 300 % ( N p ∙ n )=600;

- N ri=¿ numărul de piese rebutate inevitabil = 0,1 …1 % ( N p ∙ n+N r+N rc )=37,8; ¿>N pp=12000+600+37,8=12637,8 piese=¿ N pp=12638 piese

c.) Calculul ritmului şi productivităţii liniei tehnologice R λ şi gλ: Aceşti doi parametrii sunt daţi de formulele:

R λ=F r ∙60

N pp

=¿Rλ=32,88 min / piesă

gλ=60R λ

=¿gλ=1,82 piese /oră

d.) Stabilirea preliminară a tipului sistemului de producţie: Deoarece R λ ϵ [30,100 ] se adoptă o producţie de serie mică. Pentru determinarea mărimii optime a lotului de piese fabricate, se foloseşte formula:

N lot=N pp ∙zr

zl

unde:- zr=¿ numărul de piese de rezervă = 3;- z l=¿ numărul anual de zile lucrătoare = 307;

¿>N lot=12638 ∙3

307=¿ N lot=123 piese.

5.3. Alegerea justificată a variantei tehnologice de obţinerea semifabricatului piesei

5.3.1.Alegerea metodei şi procesului optim pe baza criteriilor generale

Pentru alegerea procesului de elaborare a semifabricatului se ţine seama de următorii factori:- dimensiuni,formă şi precizie geometrică;- proprietăţile materialului;- volumul şi costul producţiei.

Pentru arborele cu pinion de atac, semifabricatul se poate obţine prin forjare sau turnare. În urma confruntării cu datele din bibliografie despre pinionul de atac, s-a ales executarea semifabricatului prin forjare în matriţă închisă cu locaşuri multiple, acest procedeu conferind următoarele facilităţi:- o bună dimensionare a piesei;- o bună formă şi precizie ridicată;- o bună rezistenţă la solicitări;- un cost de fabricaţie mai mic.

Succesiunea fazelor principale de obţinere a semifabricatului va fi:- debitarea;

122

- forjarea;- debravurarea;- tratament termic (normalizarea);- curăţire (decupare sau sablare);- îndepărtarea (bătaia admisă 1mm/m).

Condiţiile generale şi clasificarea pieselor din oţel matriţat pe grupe de forme, sunt prescrise în STAS 1294-79, tendinţele actuale sunt în cadrul intreprinderilor de profil auto, de a utiliza automate de matriţare care să includă într-un singur ciclu de lucru încălzirea,matriţarea,tratamente termice,sablarea şi îndepărtarea piesei.

5.3.2. Stabilirea planului de separaţie a semifabricatului

Din desenul de execuţie al piesei se constată că planul de separaţie este indicat să se folosească pentru forjarea în matriţă, o matriţă cu suprafaţă de separaţie longitudinală pe pinion şi arbore.

Fig.5.5. Planul de separaţie. Planul de separaţie se alege în funcţie de modul de forjare. Am ales forjare cu maşină de forjat. Poziţia semifabricatului în cadrul matriţelor este cea indicată de desenul următor:

Fig.5.6. Schiţa poziţiei semifabricatului.

5.3.3. Stabilirea preliminară a adaosurilor de prelucrareşi executarea desenului semifabricatului

Desenul piesei forjate se întocmeşte pe baza desenului piesei finite la care se prevăd adaosuri de prelucrare, adaosuri tehnologice şi abateri. Pentru stabilirea adaosului de prelucrare se ţine seama de:- adâncimea defectelor superficiale;- adâncimea stratului degradat de imprimarea oxizilor;

123

- adâncimea stratului decarburat în timpul înlocuirii;- adaosul prevăzut pentru siguranţă şi după forjare datorat unor tratamente de normalizare.

Pentru semifabricatele de dimensiuni mici, grosimea oxizilor este de 0,6 pană la 1,2 mm. La temperaturi suficient de ridicate, oxizii se topesc şi se deformează zgura. Adâncimea stratului decarburat ajunge la 0,5 ÷ 0,8 mm, iar adaosul de siguranţă se prevede 2 ÷3 mm. Deaorece piesa este supusă tratamentelor de cementare şi operaţiunilor de rectificare, se prevede un adaos de prelucrare:

amin<areal<amax

unde:- amin=¿ adaosul minim de prelucrare;- amax=¿ adaosul maxim de prelucrare.

La dimensiune D0 de pe desenul piesei finite corespunde pe desenul piesei forjate: D=D0+ad−td

+td

Abaterile limite ale adaosurilor tehnologice nu trebuiesc să depăşească abaterile limită dimensionale ale piesei matriţate respective. Stabilirea duratei de încălzire a semifabricatului se face cu ajutorul formulei:

α ∙ (tC−t S ) ∙ AS ∙ dτ=M S ∙ c ∙ dt

AS=ASf

c0

unde:- M S=¿ masa semifabricatului ≈ 2,5 kg;- c=¿ căldura specifică = 500 j /kg ∙C ;- AS=¿ suprafaţa semifabricatului ≈ 120 cm3;- tC=¿ temperatura mediului de încălzire ≈ 14500 K ;- t Si=¿ temperatura iniţială ≈ 3000 K ;- t Sf=¿ temperatura finală ≈ 12500 K ;- c0=¿ coeficientul de aşezare.

Durata de încăzire pentru piese mari, cu dimensiunea principală a semifabricatului mai mare de 75 mm este:

t=M S ∙ c

AS ∙ c0 ∙ α t0∙t

∙ lntC−t Si

tC−t Sf

=12min

Adaosul de prelucrare se poate determina mai simplu, fiind prevăzut în STAS 7670, în funcţie de dimensiuni pentru piesele matriţate pe ciocane şi prese.

Înălţimea maşineiH[ mm ]

Clasa de pecizie Lungimea maximă (200÷ 500 [ mm ] )Adaos de prelucrare[ mm ]

Sub 65 mmI 1,25II 1,50

III 2,0

Adaosurile de prelucrare şi abaterile la limită ale semifabricatelor matriţate destinate pieselor auto se încadrează în clasele I şi II, când forma este simplă, şi în clasele II şi III, pe măsură ce forma este mai complicată. Pentru pinionul de atac, sunt prevăzute clasele II şi III. Razele de racordare prevăzute pentru piesele matriţate pe ciocan şi prese, sunt în funcţie de dimensiunile presei.

124

Fig.5.7.Razele de racordare.

Tabelul 5.3. Valorile razei de racordare maxime [ mm ]Înălţimea

considerată a preseihp [ mm ]

Raze de racordare maxime [ mm ]hp

bp

≤ 2 2 ≤hp

bp

≤ 4hp

bp

≤ 4

peste ÷ până la r R r R r R

0 ÷ 20 1,5 4 2 4 2,5 6

20 ÷ 35 2,5 5 3,5 8 3,5 12

35 ÷ 65 3,5 8 4,5 12 4,5 18

65 ÷ 110 6 13 6 16 8 23

110÷ 170 8 18 9 25 10 34

170 ÷ 245 13 30 16 45 20 65

245 ÷ 335 18 45 23 70 28 95

335 ÷ 440 25 70 35 100 60 20

Procesul de matriţare este influenţat de o serie de factori,cum ar fi:- temperatura de lucru;- plasticitate;- alegerea corespunzătoare a planului de separaţie.

Planul de opetaţii pentru obţinerea semifabricatului este:Nr.crt Denumirea operaţiilor Utilaje şi scule Maşini şi utilaje

1 Încălzirea materialului Cleşti Cuptor

2 Introducerea presei în maşină - Matriţă3 Matriţarea propriu-zisă - Matriţă4 Debavurare - Presă5 Răcire - Tunel răcire6 Deteriorare - Cuptor pentru tratament termic7 Curăţire-sablare - Instalaţie de sablare cu nisip8 Control final comparator comparator

125

5.4.Elaborarea procesului tehnologic de prelucrare mecanicăşi control al piesei

5.4.1.Analiza proceselor tehnologice similare existenteşi succesiunea operaţiilor de prelucrare a piesei

Pentru a reliefa posibilităţile tehnologice de realizare a piesei am realizat în continuare o schemă a piesei în care vor fi arătate suprafeţele de prelucrat şi posibilitatea de prelucrare a fiecăreia în parte (neţinând seama că mai multe suprafeţe pot fi prelucrate simultan la aceeaşi operaţie). Se ţine cont dacă respectivul procedeu de prelucrare asigură precizia dimensională cerută şi rugozitatea respectivă a suprafeţei.

Fig.5.8. Suprafeţele piesei prelucrate. Supafeţele (1) şi (17) se vor efectua printr-o operaţie de centruire (ele fiind găurile de centrare), cu ajutorul burghiului pe o maşină de frezat (ţinând seama că anterior s-a efectuat operaţia de frezare a suprafeţei plane) şi simultan pentru a creşte productivitatea şi, ţinând seama că aceste suprafeţe (găurile de centrare) asigură precizia în continuare a celorlalte suprafeţe. Suprafeţele (2) şi (16) pot fi prelucrate prin mai multe procedee (strunjire,frezare,mortezare, rabotezare). Procedeul care asigură o productivitate mare, respectiv o poziţionare corespunzătoare a acestor două suprafeţe este cel de frezare având posibilitatea de a fi şi aplicat pe acelaşi utilaj la suprafeţele (1) şi (17). Suprafaţa (3), care este o suprafaţă conică,o teşitură, se execută cu ajutorul unui cuţit special profilat, prin strunjire. Suprafaţa (4) este o suprafaţă cilindrică exterioară filetată. Suprafaţa cilindrică iniţială se obţine prin strunjire de degroşare şi respectiv de finisare pe o maşină specializată, care să asigure o productivitate ridicată, respectiv o precizie a lungimii suprafeţei bună, sau pe un strung de copiere.

126

Filetarea suprafeţei se va face pe o maşină de filetat pentru o productivitate bună şi o precizie ridicată a execuţiei filetului. Suprafaţa (5) este o suprafaţă de degajare ce se execută cu un cuţit adecvat profilat pe un strung normal (printr-o strunjire). Suprafaţa (6) este o suprafaţă conică, o teşitură, ce se execută la fel ca şi suprafaţa (3). Suprafaţa (7) este o suprafaţă canelată. Pentru obţinerea canelurilor se efectuează un proces de strunjire, de degroşare şi de finisare. Obţinerea canelurilor propriu-zise se face ţinând seama că modulul m<2,5(m=1,75) prin procedeul de rulare la rece, asigurând o productivitate de 5-6 ori mai mare decât la prelucrarea prin aşchiere. Supafaţa (8) este o suprafaţă cilindrică exterioară (de degajare). Se obţine printr-o strunjire cu un cuţit special profilat. Suprafaţa (9) este o suprafaţă cilindrică. Ţinând seama că aceeaşi suprafaţă este de aşezarea rulmentului, acesteia îi trebuie asigurată o precizie deosebită la poziţie, la abateri şi la rugozitate. Siprafaţa suferă un proces de strunjire, de degroşare,respectiv de finisare pe un strung de copiat, urmat de un proces de rectificare pentru asigurarea montării rulmentului, şi deci a cuplajului necesar. Suprafaţa (10) reprezintă o degajare cilindrică, a cărei suprafaţă este obţinută prin strunjire cilindrică cu un cuţit profilat corespunzător. Suprafaţa (11) este o suprafaţă cilindrică ce se prelucrează prin strunjire, degroşare şi finisare. Suprafaţa (12) este o suprafaţă cilindrică la care se aplică acelaşi procedeu ca la suprafaţa (9), fiind tot o suprafaţă de aşezare a rulmentului cu care face cuplaj. Suprafaţa (13) este o suprafaţă fleitală pe care urmează să se sprijine rulmentul. Aceasta necesită o prelucrare ca şi suprafaţa (12). Suprafaţa (14) repezintă o degajare, ce se obţine prin strunjirea de finisare cu un cuţit pentru obţinerea teşiturilor. Suprafaţa (15) este o suprafaţă similară unei suprafeţe cu dinţi. Suprafaţa pentru execuţia dinţilor se obţine prin strunjirea de degroşare şi finisare a suprafeţei conice care asigură precizia necesară. Executarea danturii se face prin procedeul de frezat dantura pe o maşină pecializată, urmată de o frezare de finisare şi de o debavurare.După executare tratamentului termic se execută verificarea petei de contact.

Succesiunea operaţiilor este cuprinsă în tabelul de mai jos:

Tabelul.5.5. Succesiunea operaţiilor tehnologice necesare obţinerii pinionului de atac.Nr.crt Operaţia Maşini,unelte şi utilaje S.D.V.-uri

1 Frezare - centruire Maşină de frezat şi centruit

-prisme aşezare-prisme strângere-cuţit special-burghiu centruire-şubler adâncime

2 Strunjire eboşare Strung normal-vârf masă rotativ-universal cu 3 fălci-cuţit strunjire-şubler cu tijă

3 Strunjire eboşare I Strung copier

-vârf pinolă-vârf mobil-antrenor centrifugal-linial de copiat-cuţit strunjire st.-şubler cu tijă

4 Strunjire eboşare II Strung copier

-vârf pinolă -vârf mobil-antrenor centrifugal-linial de copiat-cuţit strunjire st.-şubler cu tijă-vârf pinolă-vârf mobil

127

5 Strunjire finisare I Strung copier-antrenor centrifugal-linial de copiat-cuţit strunjire st.-şubler-dispozitiv control bătaie

6 Strunjire finisare II Strung copier

-vârf pinolă-vârf mobil-antrenor centrifugal-linial de copiat -cuţit strunjire st.-şubler-micrometru-dispozitiv control bătaie

7 Strunjire Strung normal

-universal cu 3 fălci-vârf rotitor-antrenor existent-cuţite profilate-şubler

Nr.crt Operaţia Maşini,unelte şi utilaje S.D.V.-uri

8 Moletare Maşină de rulat-dispozitiv de moletat-set molete-şubler-micrometru

9 Filetare Maşină de filetat-2 role cu diametru ϕ 24,5-piuliţe calibru

10 Rectificare exterioară Maşină de rectificat

-vârf -inimă de antrenare-vârf special-disc -calibru potcoavă

11 Frezat dantură şi degroşare

Maşină de tip spirometic-Oerlikon-

-dispozitiv de prindere a piesei pe mşină-capete de frezat cu 7 sau 9 grupe a câte 3 cuţite-dispozitiv de control a poziţionării şi a concentricităţii

12 Frezat dantură şi finisare

Maşină de tip spirometic-Oerlikon-

-jojă de reglaj-freză-capete de frezat cu 7 sau 9 grupe a câte 3 cuţite-dispozitiv de control a poziţionării şi a concentricităţii

13 Debavurare Banc de debavurare-menghină-pilă dreptunghiulară

14 Ajustare grad Banc de ajustare-dispozitiv de aşezat piese-pilă semirotundă

15 Spălarea Instalaţie de spălat-grătar-suport piese-suflător aer comprimat

16 Control intermediar --şubler cu tijă-micrometru 0-50

17 Tratament termic Cuptor electric18 Curăţat gauri centrare Banc de lucru -dorn conic ϕ 10−600

19 Rectificare exterioară(caneluri)

Maşină de rectificat -disc 60 x 20 x 1,3-rolă control peste două caneluri

20 Rectificare exterioară Maşină de rectificat-vârf special-inimă de antrenare-disc-verificator cotă-grătar

128

21 Spălare Instalaţie de spălat -cuptor piese-suflător aer comprimat

22 Verificarea petei de contact

Dispozitiv de prinderepinion – carcasă

-vopsea-etalon pentru reglare

23 Spălare Instalaţie de spălat-grătar-suport piese-suflător aer comprimat

24 Fosfatare antigripantă Baie de fosfatare -soluţie fosfat25 Spălare conservare - -ulei de protecţie (U.P.7)

-hârtie caserată cu polietilenă

5.4.2.Stabilirea succesiunii logice a operaţiilor de prelucrare mecanică,tratamente termice şi control

5.4.2.1.Stabilirea succesiunii logice,economice,a operaţiilor de prelucrare mecanică pentru fiecare suprafaţă: Pentru aceasta se are în vedere faptul că,utilizând maşini specializate,această succesiune este bine precizată,dar la o singură operaţie se pot prelucra mai multe suprafţe,ordinea fiind de la operaţii de degroşare la operaţii de finisare,de rectificare.

5.4.2.2.Stabilirea traseului tehnologic al operaţiilor de prelucrare mecanică,tratament termic şi control:

Tabelul 5.6.Traseul tehnologic al operaţiilor de prelucrare mecanică,tratament termic şi controlNr.crt Suprafaţa

prelucrată

Suprafeţe baze tehn.

Denumire a operaţiei

Nr. ordine operaţie

Faze

12,16

şi1,17

Frezare şi centruire 1

a.)Se aşează piesa pe prisme şi se strânge.-se frezează simultan,respectând cotele 36 şi 16-se execută 2 găuri de centrare B315 STAS 1361-73 simultanb.)Se desprinde piesa

2 12 şi 14Strunjire şi

eboşare 2

a.)Se prinde piesa între vârfuri şi se antrenează-se strunjeşte exterior,respectând cota 33,la

diametrul Φ30 m 6+0,009+0,015

-se strunjeşte exterior la Φ36 m 6,respectând cota 35,74b.)Se strunjeşte piesa

3 14 şi 15

12 şi 11

Strunjire şi eboşare

3

a.)Se prinde piesa între vârfuri şi se antrenează.-se strunjeşte exterior combinată la Φ36 şi conică

cu ∡150.

-se strunjeşte filetal la Φ25.

-se strunjeşte exterior la cota Φ30 m 6+0,0090,015

,respectând cota 33.-se strunjeşte exterior la Φ30,respectând cota

Φ33−0,50

b.)Se desprinde piesa.

4 4 şi 5

7 şi 8 2Strunjire şi

eboşare4

a.)Se prinde piesa între vârfuri şi se antrenează.-se execută strunjirea de degroşare prin copiere.-se strunjeşte exterior la Φ16,respectând cota

Φ19± 0,3

129

9 şi 10-se strunjeşte exterior la Φ24,5,respectând cota

Φ25−0,50 .

-se strunjeşte piesa exterior la Φ30, respectând cota

Φ25−0,50


5 15 şi 14

12 şi 1113

Strunjire şi finisare

5

a.)Se prinde între vârfuri şi se antrenează.Se execută strunjirea de finisare prin copiere,astfel:-se strunjeşte combinat conic la 120 şi cilindrică

până la Φ36.-se strunjeşte prin finisare filetată de la Φ36 la cota Φ30.-se strunjeşte prin finisare la Φ30 respectând cota

Φ33−0,50 .


Nr.crt Suprafaţa prelucrată



Nr. ordine operaţie

Faze

64,(5),(6)

7,(8)

9,(10)

13

Strunjire şi finisare 6

a.)Se aşează piesa între vârfuri şi se antrenează.-se strunjeşte prin finisare de la Φ16 respectând

cota Φ19± 0,3

-se strunjeşte prin finisare la Φ24,5−0,160

,respectând cota Φ25−0,50 .

-se strunjeşte prin finisare la Φ25 respectând cota

Φ30−0,50


75,6810

Strunjire 7

a.)Se prinde piesa între vârfuri şi se antrenează.-se strunjesc toate degajările existente în figură.-se strunjesc teşiturile la 450,respectiv la cotele indicate pe desen.b.)Se desprinde piesa.

8 7 13 Moletare 8a.)Se prinde piesa în dispozitove.-se rulează cele trei role cu cele 18 caneluri de modul 1,75 la un unghi de angrenare de 300.b.)Se desprinde piesa.

9 4 13 Filetare 9a.)Se prinde piesa în dispozitive.-se rulează constant filetul M16x1,5 ,respectând cota

Φ19± 0,3.b.)Se desprinde piesa.

10 13,1211

Rectificare exterioară 10

a.)Se prinde piesa în dispozitive.

-se rectifică exterior la Φ33, Φ30+0,009+0,015, Φ30

respectând cota Φ25−0,50 şi bătaia suprafeţelor

prelucrate faţă de axa piesei 0,047.b.)Se desprinde piesa.

11 15Frezat

dantură, eboşare

12a.)Se prinde piesa în maşină.-se execută 9 dinţi la cota 36 respectând bătaia 0,04.b.)Se desprinde piesa.

130

12 15Frezat

dantură, finisare

12a.)Se prinde piesa.-se execută frezarea de finisare la cotele piesei.b.)Se desprinde piesa.

13 15 Debavurare 13a.)Se prinde piesa în dispozitive.-se efectuează debavurarea muchiei prin pilire.b.)Se desprinde piesa.

14 15Ajustarea gradului 14

a.)Se prinde piesa în dispozitive.-se ajustează gradul rămas de la reparaţia precedentă.b.)Se desprinde piesa.

15 Toate suprafeţele

Spălare 15 a.)Spălarea piesei cu soluţie şi uscarea cu aer comprimat.


Control intermediar

16

Se controlează cotele Φ30+0,009+0,015; Φ30;

Φ36 ;Φ24,5 ; Φ33−0,50 .

Bătaia maximă a suprafeţelor strunjite faţă de axa piesei este 0,06.Bătaia supfafeţei rectificate este max. 0,02.

17 Toate mai puţin

suprafaţa 4

Tratament termic

17-se cementeză şi se căleşte la HV =746 ÷ 920 conform indicaţiilor de la biroul tehnologic.-se curăţă suprafeţele de centrare.-se face îndreptarea acestora.

Nr.crt

Suprafaţa prelucrată



Nr. ordine

operaţie

Faze

18 1 şi 17

Curăţarea găurilor de

centrare18

a.)Se aşează piesa pe banc.-se curăţă suprafeţele de lucru ale găurilor de centrare.-se curăţă cu hârtie abrazivă înfăşurată pe un dorn conic a suprafeţelor de lucru ale găurilor de centrare.

19 7Rectificare exterioară 19

a.)Se prinde piesa în dispozitiv.-se face o rectificare exterioară a canelurilor

Φ24,5−0,160 , asigurându-se grosimea reală la finite

pe primitive şi diametrul interior Φ30,5.b.)Se desprinde piesa.

20 11 şi 12 Rectificare exterioară

20a.)Se prinde piesa.-rectificarea filetată până la cota 2,asigurându-se rugozitatea 1,6 şi bătaia 0,02 faţă de axa piesei.b.)Se desprinde piesa.


Spălare 21 Se spală piesa în soluţie şi se usucă cu aer comprimat.

22 15Verificarea

petei de contact

22a.)Se aşează piesa pe maşină.-se încearcă la pata de contact.b.)Se desprinde piesa.


Spălare 23 Se spală piesa în soluţie de degroşare şi se usucă cu aer comprimat.

24Toate, mai puţin 9 şi

12

Fosfatare antigripantă 24 Se face o fosfatare antigripantă.


Conservare 25 -se face o conservare cu ulei de protecţie UP7-se ambalează în hârtie caserată cu polietilenă.

131

Bibliografie:- Bejan Nicolae – Fabricarea şi repararea industrială a autovehiculelor – Note de

curs – UPB, 2008- Marincaş Dumitru – Fabricarea şi repararea automobilelor – Editura didactică şi

pedagogică, 1982

132

Proiectarea Unui Automobil

Documents

Transcript of Proiectarea Unui Automobil