Puntea motoare fa

Destinaia punii fa:

preia i transmite cadrului sau caroseriei prin intermediul suspensiei, forele i momentele

ce apara din interaciunea roilor cu calea;

permit schimbarea direciei de deplasare a automobilului;

realizeaz transmiterea fluxului de putere al motorului de la transmisia longitudinal sau

arborele secundar al cutiei de viteze.

Condiiile ce trebuie satisfcute de puntea fa sunt:

s asigure o cinematic corect roilor n timpul oscilaiei caroseriei;

s asigure o bun stabilitate roilor de direcie;

s asigur manevrarea uoar a automobilului i o uzur ct mai mic a pneurilor;

s aib o greutate proprie mic;

s fie suficient de rezistent i sigur n exploatare.

Constructiv puntea motoare fa cuprinde:

mecanismele transmiterii fluxului de putere la roile motoare (transmisia principal,

diferenialul, arbori planetari, reductorul din roat i butucii roilor);

mecanismul de ghidare pentru preluarea i transmiterea forelor i momentelor reactive

ntre roi i cadru sau caroserie;

fuzetele i pivoii prin care acestea se articuleaz de mecanismul de ghidare cu

posibilitatea de oscilaie ntr-un plan neorizontal, necesar schimbrii direciei de mers.

Constructiv, puntea rigid se obine prin articularea fuzetelor cu ajutorul pivoilor de

grind rigid, ghidat fa de cadru sau caroserie de obicei prin intermediul arcurilor n foi ale

suspensiei. Puntea din fa rigid nemotoare se compune din grind, avnd la capetele articulate

prin pivoi, fuzetele. Pentru coborrea centrului de greutate al automobilului, grinda punii are

partea central coborat n jos. Pentru obinerea unei rigiditi mari la greuti mici, forma

seciunii grinzii este de dublu T (la unele puni se utilizeaz seciuni tubulare, iar capetele,

realizate separate, sunt fixate prin presare sau sudur). Transmiterea momentului motor la roi se

face printr-o transmisie homocinetic bimobil, format din arborele planetar, cuplajul unghiular

de tip Weiss si arborele condus. Grinda rigid n cazul punilor motoare este nlocuit printr-un

carter, legat prin articulaiile cilindrice de fuzet. Pe fuzeta tubular se monteaza, prin rulmenii

conici, butucul rotii, ntr-o solutie de arbori planetari total descarcati de momentele

incovoietoare.

Puntea din fa articulat nemotoare este compus din mai multe brae fixate de

cadru sau de caroserie formnd o suspensie independent pentru fiecare roat. n funcie de

planul de oscilatie, exist mai multe variante de puni articulate:

plan de oscilaie vertical;

plan de oscilaie transversal;

plan de oscilaie longitudinal;

plan de oscilaie diagonal.

Fuzeta este solidar cu cilindrul amortizorului hidraulic telescopic (care reprezint biela

mecanismului). Axa de pivotare (axa pivotului fals) la virarea roii este determinat de axa

comun a articulaiei sferice de legatur dintre biela si braul inferior (manivela) i a articulaiei

tijei (culisa) a pistonului amortizorului. Mecanismele transmiterii fluxului de putere al motorului

sunt: transmisia principal i diferenialul (dispuse n carterul comun cu al cutiei de viteze) si

transmisia universala de tip tripod dubl format din cuplajul unghiular-axial si unghiular,

legate de arborele planetar. Butucul roii se monteaza prin caneluri pe arborele planetar, iar prin

rulmeni i pe fuzet.

Transmisia principal

Transmisia principal cuprinde toate mecanismele din punte care realizeaz o

demultiplicare a turaiei motorului.

Rolul transmisiei principale este de a mri momentul motor primit de la transmisia

longitudinal sau de la arborele primar al cutiei de viteze i a-l transmite, prin intermediul

diferenialului i a arborilor planetari, la roile motoare, ce se rotest n jurul unei axe dispuse sub

un unghi de 90 fa de axa longitudinal a automobilului.

Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regul constant,

numit raportul de transmitere al punii motoare (notat i0), reprezint adaptarea cinematic

necesar impus de conlucrarea motor-transmisie. Pentru a realiza aceast funcie, prin

construcie transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care

valoarea necesar a raportului de transmitere este cuprins n intervalul de valori 3...5, transmisia

principal este constituit dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc

transmisii principale simple.

Adaptarea geometric a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direcionarea

lui de la axa n jurul creia se rotete arborele cotit al motorului la axa transversal a

automobilului, n jurul creia se rotesc roile motoare. Aceast funcie se realizeaz n transmisia

principal prin tipul angrenajului utilizat i anume angrenaje cu axe ortogonale n cazul

dispunerii longitudinale a motorului.

Construcia transmisei principale

La automobilele la care motorul este dispus longitudinal, pentru construcia transmisiei

principale se utilizeaz angrenaje de tipul cu roi dinate conice sau hipoide.

n figura 1.1 este reprezentat schema cinematic de organizare a unei transmisii

principale simple cu roi dinate conice.

Fig.1.1. Organizarea cinematic a transmisiei principale

simple cu roi dinate conice

Elementul conductor al angrenajului este pinionul de atac 2, iar elementul condus este

roata dinat 3, cu care se afl permanent n angrenare. Fluxul de putere este primit de pinion

prin arborele 1 i flana 9 de la transmisia longitudinal n cazul organizrii clasice a transmisiei,

sau direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, n celelalte

moduri de organizare a transmisiei. Roata condus 3, numit i coroana diferenialului, este

solidarizat prin uruburile 6 de carcasa diferenialului 7, cruia i transmite fluxul de putere, de

unde, divizat acesta este transmis mai departe prin arborii 8 spre roile motoare. ntreg ansamblul

este montat prin lagre cu rulmeni n carterul 4, numit carterul punii motoare.

n afara realizrii condiiilor de adaptare cinematic i geometric a fluxului de putere,

pentru asigurarea calitilor funcionale, n transmisia principal se prevd o serie de soluii

constructive privind tipul danturii, rigiditatea construciei, compensarea uzurilor i poziionarea

relativ a roilor.

Angrenajele conice sunt foarte sensibile n ceea ce privete condiiile de montaj, n sensul

asigurrii angrenrii corecte. n cazul cnd vrfurile conurilor celor dou roi nu coincid,

diferena fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentrri de fore pe muchiile dinilor,

cresc brusc tensiunile de contact i solicitrile de ncovoiere, cresc zgomotul, nclzirea, uzura

acestora i se mrete considerabil probabilitatea distrugerii angrenajului.

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformaiilor admise sunt date n figura

1.2. Asigurarea rigiditii necesare este determinat de modul de montare n carterul punii a

pinionului de atac, de tipul rulmenilor utilizai i de unele msuri constructive.

Fig.1.2. Deformaii admise angrenajului conic

Pentru pinionul de atac se utilizeaz dou soluii de rezemare i anume ntre reazeme i n

consol. Cu toate c, n cazul utilizrii unui montaj ntre reazeme, rigiditatea transmisiei

principale crete de peste 30 de ori dect la montajul n consol la autoturisme, determinat de

construcia carterului punii motoare se utilizeaz rezemarea n consol.

n toate cazurile, deformaiile axiale pot fi reduse printr-o strngere preliminar pe

direcia axial a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Aceast strngere conduce la

anularea jocurilor axiale din lagre i la apariia unor deformaii elastice ale rulmenilor.

Valoarea strngerii iniiale se accept n limitele 0,005...0,07 mm.

Fig.1.3. Soluii de montare a pinionului de atac

Montarea coroanei dinate a angrenajului conic n carterul punii, prin intermediul

carcasei diferenialului, se face n cele mai frecvente cazuri prin rulmeni cu role conice. Pentru

reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmenii sunt montai n X(fig.1.4.).

Fig.1.4. Montarea coroanei dinate a transmisei principale

Tabel 1.1 Jocul ntre flancurile dinilor n cazul angrenajelor conice

Modulul 4 6 9 12 25

Jocul ntre flancurile

dinilor n planul

normal, [mm]

0,1...0,15

0,15...0,20

0,20...0,30

0,30...0,40

0,50...0,75

n figura 1.5. este prezentat construcia unei transmisii principale simple cu angrenaje de

roi dinate conice. Este specific autoturismelor cu punte rigid, are pinionul de atac 1 montat n

consol prin rulmenii 2 direct n carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului i

poziionarea axial a acestuia fa de coroana 16 se realizeaz prin aibele 8, piesele fiind strnse

de piulia 5 prin flana 6. Prin flana 6, transmisia principal primete fluxul de putere al

motorului de la transmisia longitudinal. Etanarea lagrului este asigurat de deflectoarele 7 i 9

i de inelul 4. Coroana dinat 16 se fixeaz prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferenialului.

Ansamblul de rulmeni 11 este fixat de carter prin intermediul semilagrelor 13. Reglarea

Fig.1.5. Construcia unei transmisii principale simple

cu angrenaje cu roi dinate conice

coroanei se face cu ajutorul piulielor 10, asigurate n poziia reglat de siguranele basculante

12.

La automobilele organizate dup soluia totul fa, cu motorul dispus longitudinal,

transmisia principal i cutia de viteze sunt organizate ntr-un carter comun (fig. 1.6), cu

dispunerea transmisiei principale i a diferenialului ntre carterul ambreiajului i cutia de viteze.

La transmisia principal, compus din pinionul 2 i coroana 1 a diferenialului, pinionul de atac

2, avnd dimensiuni constructive apropiate de cele ale arborelui secundar 3 al cutiei de viteze, se

execut corp comun cu acesta, n captul arborelui.

Fig.1.6. Construcia transmisiei principale la autoturismele de tipul totul fa

cu dispunerea longitudinal a motorului

Diferenialul

Necesitatea diferenialului

Diferenialul este un mecanism, inclus n puntea motoare, care divizeaz fluxul

puterii de autopropulsare primit de la transmisia principal n dou ramuri, transmise fiecare cte

unei roi motoare, oferind totodat roilor punii posibilitatea, ca n funcie de condiiile

autopropulsrii, s se roteasc cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiii de

autopropulsare care impun roilor s se roteasc cu viteze unghiulare diferite sunt urmtoarele:

deplasarea pe traiectorii curbe, cnd roata interioar curbei are de parcurs un spaiu mai

mic dect roata exterioar curbei;

deplasarea rectilinie pe ci netede, cnd roile punii au de parcurs spaii egale iar

automobilul, din diverse cauze, are roile punii cu raze inegale; diferena dintre raze

poate fi datorat presiunii inegale din pneuri, repartizrii ncrcturii asimetric fa de axa

longitudinal a automobilului, pneurilor la cele dou roi de simbol diferit, sau grad

diferit de uzur;

deplasarea rectilinie pe ci cu denivelri cnd, datorit distribuiei aleatoare a

denivelrilor sub form de gropi i ridicturi, roile au de parcurs drumuri de lungimi

diferite.

n condiiile de mai nainte, n lipsa diferenialului, n mecanismele punii apar ncrcri

suplimentare sub forma unui flux parazit de putere.

Construcia diferenialului

n construcia diferenialelor se disting mai multe soluii, grupate astfel:

dup caracteristicile cinematice se deosebesc difereniale simetrice i difereniale

asimetrice;

dup caracteristicile dinamice, exprimate prin mrimea frecrii interne, diferenialele pot

fi: difereniale simple, difereniale blocabile i difereniale autoblocabile;

n figura... se prezint soluii constructive de difereniale cu roi dinate conice.

Fig.1.7. Construcia diferenialului simplu cu roi dinate conice

Carcasa 4 a diferenialului (fig...a), solidar de coroana dinat 2 a transmisiei principale,

se rotete datorit micrii primite de la transmisia principal. n carcas sunt dispui sateliii 3 i

6 care angreneaz n permanen cu 2 roi planetare, fiecare comun cu cte unul din arborii

planetari 1 i 5. Fixarea sateliilor n carcas se face prin bolul 7. Pentru a asigura o centrare

bun i o angrenare corect a sateliilor cu roile planetare, la construcia din fig...b suprafaa

frontal a sateliilor este sferic.

Constructiv, funcie de tipul i de destinaia automobilului, sateliii sunt n numr de 2 sau

de 4, montai echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor planetare. Acest montaj asigur

anularea sarcinilor radiale n pinioane i reducerea dimensiunilor roilor dinate prin mrirea

numrului de dini aflai simultan n angrenare.

Transmisii transversale

Transmisiile transversale sunt uniti funcionale independente ce fac legtura ntre roile

planetare ale diferenialului i butucii roilor motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite

fluxul pentru autopropulsare.

Cnd poziia relativ dintre roile motoare i diferenial este variabil, se utilizeaza arbori

planetari articulai. Structural, arborii planetari au n componena lor cuplaje unghiulare (Cu),

cuplaje axiale(CA) i cuplaje unghiular-axiale (CUA). Arborii planetari articulai

Cuplaje unghiulare

Cuplajele unghiulare ce intr n compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide,

homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate ntre doi arbori formeaz cu acetia o

transmisie bimobil.

a. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate. Cel mai simplu cuplaj unghiular utilizat

este cuplajul cardanic. Sincronismul micrii se obine prin nserierea a dou articulaii cardanice

i prin respectarea unor condiii de montare.

Articulaia bicardanic cu cruce, cunoscut sub numele de cuplaj HOOKE, (fig.1.7) se

obine prin scurtarea elementului intermediar. Deoarece furcile exterioare 1 i 2 se pot nclina

independent de furca intermediar, nu se asigur sincronismul transmiterii micrii la unghiuri

mari, motiv pentru care sunt fr utilizare actual. Pentru nlturarea acestui incovenient,

articulaiile bicardanice cu cruce se prevd, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigur o

interdependen ntre cele dou unghiuri prin meninerea furcii intermediare n planul bisector al

furcilor exterioare.

Fig.1.8. Cuplaje unghiulare bicardanice fr dispozitiv de centrare

La articulaia bicardanic din figura 1.9, a, dispozitivul de centrare este o cupl

tetramobil de tip sfer-cilindru. n cazul articulaiei bicardanice din figura 1.9, b, cunoscut sub

numele de cuplaj bicardanic homocinetic, centrarea este asigurat de o cupl tetramobil

superioar.

Fig.1.9. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la baz un mecanism spaial

desmodrom simetric format din dou elemente, care, pentru mbuntirea condiiilor de

transmitere a micrii, este realizat cu elemente intermediare de rulare.

Fig.1.10. Cuplaj unghiular Weiss

Cuplajul unghiular homocinetic Weiss (fig.1.10), este format din furcile 1 i 2 ce fac corp

comun cu arborele condus i conductor i care sunt prevzute cu canalele A sub forma unor arce

de cerc, n care se introduc bilele 3. Bilele, n numr de patru, asigur transmiterea momentului,

n fiecare sens, prin jumtate din numrul or, i nclinarea relativ dintre arborii conductor i

condus.Bila 4, montat n locaurile centrale B, servete la centrarea celor dou furci i la

preluarea forelor axiale din arbori. Fixarea i asigurarea bilei 4 n captul furcii conductoare se

face prin tifturile 5 i 6. Etanarea cuplajului este asigurat de o carcas sferic complex ce

sporete gabaritul radial al acestuia.

2) Memoriu justificativ de calcul

Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se consider momentul

maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relaia(2.1):

Nm 65.392iMM 1cvMc (2.1)

unde: - MM = 135 Nm momentul maxim al motorului;

- icv1 = 3.124 raportul de transmitere al cutiei de viteze n prima treapt;

- = 0.93 randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

Unghiul conului de divizare se determina conform relaiei 2.2 i 2.3:

381.12

z

ztana

2

11

(2.2)

unde: - z1 = 9 numrul de dini ai pinionului;

- z2 = 41 numrul de dini ai coroanei.

619.772

12

(2.3)

Numrul de dini ai roii echivalente confom relaiilor 2.4 i 2.5:

089.18cos)cos(

zZ

3

m1

11ech

(2.4)

404,375cos)cos(

zZ

3

m2

21ech

(2.5)

unde: m unghiul mediu de nclinare a dinilor.

Modulul mediu al roilor dinate conice:

209.2zy

Mcos15.1m 3

1maie

cmmed

(2.6)

unde: - ye = 1.8 coeficient de form;

- m = 6;

-ai = 290 N/mm2.

Limea roilor dinate:

254.13mb medm (2.7)

Modulul frontal:

082.3

z

sinb

cos

mm

1

1

m

medf

(2.8)

Se alege conform STAS 822-82 mf = 2.75.

Coeficientul nlimii capului de referin normal i frontal:

f0n = 1 conform STAS 6844-63

799.0cosff mn0f0 (2.9)

Coeficientul jocului de referin la fund, normal i frontal:

Se definete W0n = 0,2 conform STAS 6844-63.

16.0cosWW mn)f0 (2.10)

Lungimea generatoarei conului de divizare:

556.4z

zi

2

2 (2.11)

mm 717.571izm5.0L 21f (2.12)

Adncimea de lucru a dinilor:

mm 392.4mf2h ff0e (2.13)

Jocul la fund:

439.0mWc ff0 (2.14)

nlimea necesar dintelui:

mm 832.4hchh 2e1 (2.15)

nlimea capului:

mm 434.3)f(ma 1f0f1 (2.16)

mm 959.0aha 1e2 (2.17)

nlimea piciorului:

mm 398.1ahb 11 (2.18)

mm 873.3ahb 22 (2.19)

Diametrul de divizare:

mm 75.24mzD f11d (2.20)

mm 75.112mzD f22d (2.21)

Unghiul piciorului dintelui:

388.1L

btana 11

(2.22)

845.3L

b22 (2.23)

Unghiul conului exterior:

225.16211e (2.24)

007.79122e (2.25)

Unghiul conului interior:

993.10111i (2.26)

775.73222i (2.27)

Diametrul de vrf:

mm 458.31cosa2DD 111d1e (2.28)

mm 161.113cosa2DD 222d2e (2.29)

Distana de la vrful conului pn la dantur:

mm 639.33sinatan2

DH 11

1

1d1

(2.30)

mm 639.11sinatan2

DH 22

2

2d2

(2.31)

Calculul diferenialului

Momentul de calcul pentru roile dinate:

N = 4;

Nm 43.105N

iiMM 01cvMc

(2.32)

Momentul de calcul pentru mbinarea roilor planetare cu arborii planetari i pentru arborii

planetari:

= 1.17 coeficientul de blocare al diferenialului.

Nm 39.2271

iiMM 01cvM1c

(2.33)

z = 11 numrul de dini ai sateliilor;

= 37 - unghiul de nclinare al dintelui n seciunea medie a danturii;

Unghiul conului de divizare:

45z

ztana

2

1

(2.34)

Numrul de dini ai roii echivalente:

539.30coscos

zz

3

m

ech

(2.35)

Modulul mediu al roilor dinate:

mm 829.1zy

M26.1m 3

maie

cmed

(2.36)

Limea roilor dinate:

254.13mb medm (2.37)

Modulul frontal:

535.2

z

sinb

cos

mm

1

1

m

medf

(2.38)

Se alege conform STAS 822-82 mf = 2.25.

Coeficientul nlimii capului de referin normal i frontal:

f0n = 1 conform STAS 6844-63

799.0cosff mn0f0 (2.39)

Coeficientul jocului de referin la fund, normal i frontal:

Se definete W0n = 0,2 conform STAS 6844-63.

16.0cosWW mn)f0 (2.40)

Lungimea generatoarei conului de divizare:

556.4z

zi

2

2 (2.41)

mm 375.121izm5.0L 21f (2.42)

Adncimea de lucru a dinilor:

mm 392.4mf2h ff0e (2.43)

Jocul la fund:

439.0mWc ff0 (2.44)

nlimea necesar dintelui:

mm 832.4hchh 2e1 (2.45)

nlimea capului:

mm 434.3)f(ma 1f0f1 (2.46)

mm 959.0aha 1e2 (2.47)

nlimea piciorului:

mm 398.1ahb 11 (2.48)

mm 873.3ahb 22 (2.49)

Diametrul de divizare:

mm 75.24mzD f11d (2.40)

mm 75.112mzD f22d (2.51)

Unghiul piciorului dintelui:

388.1L

btana 11

(2.52)

845.3L

b22 (2.53)

Unghiul conului exterior:

225.16211e (2.54)

007.79122e (2.55)

Unghiul conului interior:

993.10111i (2.56)

775.73222i (2.57)

Diametrul de vrf:

mm 458.31cosa2DD 111d1e (2.58)

mm 161.113cosa2DD 222d2e (2.59)

Distana de la vrful conului pn la dantur:

mm 639.33sinatan2

DH 11

1

1d1

(2.60)

mm 639.11sinatan2

DH 22

2

2d2

(2.61)

Calculul arborilor planetari

Regimul traciunii este caracterizat de aciunea forei m2G2 din parte cadrului i a forelor

ZRs, ZRd i XRs, XRd din partea cii de rulare.

Ga greutatea automobilului;

a, b coordonatele longitudinale ale centrului de greutate;

hg nlimea centrului de greutate;

= 0.75 coeficientul de aderen;

nclinarea drumului;

A ampatamentul.

G2 = 434 kg

Ga = 1.055 kg

A = 2630 mm.

mm 1082G

AGa

a

2

(2.62)

mm 1548aAb (2.63)

rs = 289 mm raza static a roii.

mm 289rtan

11

G

Gah s

1

2g

(2.64)

2.1a

)ha(cosm

g

2

(2.65)

474.2602

GmZZ 22RdRs (2.66)

355.195ZXX RsRsRd (2.67)

Regimul frnrii este caracterizat de aciunea forei m2G2 din partea cadrului sau caroseriei i a

forelor ZFs, ZFd i XFs, XFd din partea cii de rulare:

a

)ha(cosm

g

F2

(2.68)

526.1732

GmZZ 2F2FdFs (2.69)

145.130ZXX FsFsFd (2.70)