1

CAPITOLUL 7

SUSPENSIA AUTOMOBILULUI

7.1.Rolul, conditiile impuse si clasificarea suspensiilor

La deplasarea automobilului, denivelarile drumului produc oscilatii

ale rotilor care se transmit puntilor. Suspensia realizeaza legatura elastica cu

amortizare intre puntile automobilului (masa nesuspendata) si cadru sau

caroserie (masa suspendata), avand ca roluri principale micsorarea sarcinilor

dinamice si amortizarea vibratiilor rezultate in urma interactiunii dintre roti

si calea de rulare. Viteza de deplasare a automobilului pe un drum dat este

limitata in primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea

motorului.

Suspensia determina in principal confortabilitatea automobilului,

adica proprietatea acestuia de a circula timp indelungat cu viteze permise de

caracteristicile dinamice, fara ca pasagerii sa aiba senzatii neplacute sau sa

oboseasca repede si fara ca automobilul si marfa transportata sa fie

deteriorate. In plus, imprimand caracterul dorit oscilatiilor, suspensia

impreuna cu mecanismele puntilor influenteaza stabilitatea, maniabilitatea si

manevrabilitatea automobilului (elemente care impreuna definesc tinuta de

drum a automobilului).

Conditiile principale impuse suspensiei sunt:

● amplitudinea masei suspendate cat mai redusa – se realizeaza reducerea

masei nesuspendate => avantajele puntilor fractionate fata de puntile

rigide;

● pulsatia oscilatiilor proprii ale sistemului cat mai mica – se realizeaza

prin reducerea rigiditatii elementului elastic => se adopta oscilatii

verticale acceptabile au perioada cuprinsa intre 1 s si 0,5 s,

corespunzatoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 ... 7 m/s;

● rigiditatea suspensiei puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii

din spate pentru a reduce oscilatiile de tangaj;

● pastrarea neschimbata a caracteristicilor suspensiei cand masa

suspendata se modifica – se realizeaza prin modificarea rigiditatii

arcurilor cu cresterea sarcinilor => interesul pentru suspensiile

progresive;

● asigurarea unei amortizari suficiente (dupa o perioada amplitudinile sa

se micsoreze de 3 ... 8 ori) => sarcinile dinamice transmise masei

suspendate sa nu fie prea mari, iar rotile sa pestreze permanent contactul

cu calea.

2

Putem spune ca suspensia are urmatoarele functii principale:

• poarta masa suspendata a automobilului;

•• asigura un contact permanent dintre pneuri si calea de rulare;

••• izoleaza masa suspendata de perturbatiile generate de interactiunea

pneurilor cu calea de rulare.

Elementele principale care compun suspensia sunt:

- elementele elastice (arcurile);

- amortizoarele;

- tampoanele limitatoare;

- barele stabilizatoare.

Toate aceste elemente se monteaza intre puntea rigida sau mecanismul

de ghidare al rotii si sasiu sau caroserie, asa cum se vede din figura 7.1.

Fig.7.1.Montarea elementelor componente ale suspensiei: 1-roata cu

pneu; 2-mecanismul de ghidare al rotii; 3-componentele suspensiei; 4-

caroseria.

Clasificarea suspensiilor se face dupa urmatoarele criterii:

A. Tipul puntii pe care este montata suspensia:

- suspensii dependente pentru puntile rigide;

- suspensii independente pentru puntile fractionate;

B. Tipul elementului elastic folosit:

- suspensii cu elemente elastice metalice;

- suspensii cu elemente elastice pneumatice;

- suspensii cu elemente elastice hidropneumetice;

- suspensii cu elemente elastice din cauciuc;

- suspensii cu elemente elastice mixte.

C. Dupa caracteristica elastica a suspensiei:

- suspensii cu caracteristica elastica liniara (fig.7.2.a);

- suspensii cu caracteristica elastica franta (fig.7.2.b)

- suspensii cu caracteristica elastica progresiva (fig.7.2.c).

3

Fig.7.2.Tipuri de caracteristici elastice ale suspensiilor

D. Dupa principiul de functionare:

- suspensii pasive;

- suspensii cu roti conjugate;

- suspensii semi-active;

- suspensii active.

Suspensiile cu roti conjugate realizeaza o legatura intre miscarile

rotilor de pe aceeasi parte a automobilului in vederea reducerii miscarii de

tangaj. Principiul suspensiilor conjugate este prezentat in figura 7.3.a. Se

considera un balansier fictiv cu axul de rotatie plasat in centrul de greutate al

automobilului; astfel greutatea caroseriei se trensmite rotilor prin acest

balansier. Miscarile pe verticala ale rotilor din fata si din spate ale

automobilului ,ΔH, se compun prin balansier si se transmit caroseriei numai

ca deplasari verticale de translatie ΔH/2, iar tangajul este eliminat. Pentru a

realiza o stabilizare longitudinala a caroseriei, care se gaseste de fapt in

echilibru indiferent, sunt necesare arcuri de rapel. Pe acest principiu au fost

realizare suspensii cu roti conjugate, primele realizari cunoscute fiind

prezentate in continuare.

Suspensia cu interconectare mecanica a autoturismului Citroen 2 CV,

prezentata in figura 7.3.b, inlocuieste balansierul imaginar prin doua brate

oscilante in forma de “L” articulate de caroserie si doua biele longitudinale

de legatura. Arcurile suspensiei sunt plasate orizontal intr-un cilindru mobil,

iar arcurile de rapel intre cilindru si caroserie.

Suspensia cu interconectare hidraulica aplicata pe autoturismele

Austin si Morris 1100 realizeaza un efect asemanator prin “balansierul

hidraulic”, elementele elastice hidropneumatice 1, fiind conectate intre ele

prin conducta 2, asa cum se vede din figura 7.3.c.

4

c

Fig.7.3.Suspensii conjugate: a-schema de principiu; b-suspensie cu

interconectare mecanica Citroen 2 CV; c-suspensie cu interconectare

hidraulica Austin

7.2.Caracteristica elastica a suspensiei

7.2.1.Definirea caracteristicii elastice a suspensiei

Caracteristica elastica a suspensiei este dependenta dintre sarcina

verticala pe roata si deformatia suspensiei si este reprezentata in figura 7.4.

Cu ajutorul ei se apreciaza elementul elastic al suspensiei, folosind urmatorii

parametri: sageata statica fst; sagetile dinamice fd1 si fd2 pana la limitatorul

inferior, respectiv pana la limitatorul superior; rigiditatea suspensiei ks;

factorul dinamic kd; fortele de frecare din elementele suspensiei.

Curbele la comprimare si la destindere nu coincid din cauza frecarii

din elementele suspensiei. Se considera in mod conventional drept

caracteristica elastica a suspensiei curba mediana figurata cu linie

intrerupta, iar sageata statica fst se determina ducand tangenta la curba

mediana pana la intersectia cu axa absciselor.

5

Fig.7.4.Caracteristica elastica a suspensiei

La autoturisme este indicat ca sageata statica sa fie cuprinsa intre

limitele 200 ... 250 mm, la autobuze intre 120 ... 200 mm, iar la

autocamioane intre 80 ... 140 mm. Pentru obtinerea unui mers lin, cu un

tangaj redus, trebuie ca raportul dintre sagetile statice ale suspensiei spate fst2

si suspensiei fata fst1, sa se afle intre limitele:

9,08,01

2 st

st

f

f la autoturisme si 2,10,1 la autocamioane si autobuze (7.1)

Rigiditatea suspensiei ks este tangenta unghiului de inclinare al

tangentei dusa prin punctul corespunzator sarcinii statice, la curba medie; in

cazul general caracteristica suspensiei este neliniara, iar rigiditatea

suspensiei variaza:

tgks (7.2)

In cazul sagetilor mai mari ca f2 si mai mici ca f1, bratul puntii sau arcul

lamelar vin in contact cu tampoanele limitatoare de cursa. Pentru sagetile

cuprinse in intervalul f1-f2, rigiditatea suspensiei poate fi considerata

constanta (se modifica putin numai datorita pozitiei cercelului sau bratului).

Coeficientul dinamic kd reprezinta raportul dintre sarcina maxima ce

se transmite prin suspensie Fmax si sarcina statica Gs:

s

dG

Fk max (7.3)

La valori reduse ale coeficientului dinamic, cand automobilul se deplaseaza

pe drumuri cu neregularitati, loviturile (socurile) in limitatori sunt frecvente.

6

Valorile recomandate pentru coeficientul dinamic sunt:

• automobile obisnuite: 1,7 ... 1,8;

• automobile care circula frecvent pe drumuri cu neregularitati: 2 ... 3;

• automobile de teren: 3 ... 4.

Sageata dinamica fd se determina in functie de sageata statica cu

relatiile:

std ff 5,0 pentru autoturisme

std ff 75,0 pentru autobuze (7.4)

std ff 0,1 pentru autocamioane

Sunt si recomandari care dau direct valoarea sagetii dinamice: fd=70 ... 140

mm pentru automobilele obisnuite; fd=120 ... 160 mm pentru automobilele

de teren.

Daca sageata dinamica are valori mai mari se obtine un mers mai lin al

automobilului, un coeficient dinamic mai mare si se poate asigura un contact

permanent al rotilor cu drumul. Cresc insa deplasarile caroseriei in raport cu

rotile, se micsoreaza stabilitatea, se complica conditiile impuse

mecanismelor de ghidare, iar conditiile de lucru ale sistemului de directie se

inrautatesc.

Sageata dinamica a suspensiei determina capacitatea dinamica a

suspensiei, reprezentata prin suprafata hasurata din figura 7.4. Cu cat

capacitatea dinamica a suspensiei este mai mare, cu atat este mai mica

probabilitatea loviturilor in tamponul limitator superior, la deplasarea pe

drumuri cu neregularitati.

Dependenta dintre frecventa oscilatiilor proprii ale masei suspendate

(impusa din conditia asigurarii unui confort corespunzator) si sageata statica

a suspensiei fst este data de relatia 7.5.

stf

300 [oscil/min] (7.5)

unde fst=fst.susp+fst.p [cm] fst.susp este sageata statica a suspensiei;

fst.p este sageata statica a pneului.

7.2.2.Stabilirea caracteristicii elestice necesare

Se adopta volori pentru sageata statica fst, sageata dinamica fd si

pentru factorul dinamic kd.

●Pentru asigurarea unui mers lin al automobilului caracteristica

elastica a suspensiei trebuie sa treaca prin punctele A si B (fig.7.5.a),

conditie care este indeplinita numai de o caracteristica neliniara. Daca s-ar

adopta caracteristica liniara 1, coeficientul kd va avea valoarea necesara, dar

in punctul A’ sageata statica va fi mai mica decat cea necesara, iar caracterul

7

lin al mersului va fi nesatisfacator. Daca s-ar adopta caracteristica liniara 2,

sageata statica va fi cea adoptata, dar in punctul B’ coeficientul dinamic va

avea o valoare redusa si se vor inregistra lovituri frecvente in limitatori.

Cerintele impuse pot fi satisfacute numai de caracteristica neliniara 3.

a. b.

Fig.7.5.Comparatii intre diferite tipuri de caracteristici elastice

●●Daca se fixeaza punctele A si B (s-au adoptata sagetile dinamice fd1

si fd2 si coeficientul dinamic kd), se pot trasa o infinitate de caracteristici

neliniare (fig.7.5.b). Caracteristica 1 este neconvenabila in privinta mersului

lin deoarece sageata statica fst1 este prea mica; caracteristica 2, cu fst2=fd1,

imbunatateste confortul, dar la oscilatii nu prea mari, rigiditatea creste mult;

caracteristica 3 are in apropierea sagetii statice o rigiditate constanta, deci

asigura un mers lin automobilului, iar la sageti mari rigiditatea creste

progresiv, dovedindu-se cea mai convenabila. La proiectare se recomanda

fd’=70 ... 80 mm.

La modificarea sarcinii utile, sageata statica a suspensiei se modifica.

Greutatea suspendata se modifica la incarcarea – descarcarea automobilelor

in medie cu 10 ... 30 % pentru suspensiile fata, iar la suspensiile spate cu 40

... 60 % la autoturisme, cu 200 ... 250 % la autobuze, cu 250 ... 400 % la

autocamioane.

●●●La modificarea sarcinii utile cu ∆G (de la G0 la Gs), sageata

statica se va mari cu ∆fst’, care are o valoare foarte mare pentru suspensia

spate a autocamioanelor si autobuzelor. Pentru a micsora variatia sagetii

ststice, la astfel de automobile se introduce un element elastic suplimentar in

compunerea suspensiei din spate. Daca elementul elastic suplimentar cu

rigiditatea ks’=tgα’ intra in functiune la sarcina Gs

’, rigiditatea suspensiei

devine ks+ks’, variatia sagetii se micsoreaza de la ∆fst

’ la ∆fst’’ (fig.7.6.a), iar

8

valoarea coeficientului dinamic creste. Se micsoreaza sageata statica efectiva

dupa includerea elementului elastic suplimentar, fst’<f0st, ceea ce inrautateste

mersul lin. Din aceasta cauza valoarea rigiditatii ks’ este mult limitata.

a. b. c.

Fig.7.6.Influenta variatiei sarcinii utile a automobilului asupra sagetii

statice a suspensiei

O solutie mai buna este variatia rigiditatii suspensiei. Adoptand

rigiditatea ks0=tgα0 pentru automobilul gol si ks=tgα pentru automobilul

complect incarcat, se obtin caracteristicile elastice 1 si 2 din figura 7.6.b,

care mentin sageata ststica constanta, la o anumita valoare pentru kd. In

figura 7.6.c se prezinta familia de curbe a caracteristicii elastice, care

mentine aceeasi sageata statica pentru automobilul complect incarcat si la

sarcini partiale. Caracteristica elastica optima, care mentine constanta

sageata efectiva si deci frecventa proprie, se obtine prin folosirea

suspensiilor pneumatice si hidropneumatice cu reglarea automata a gardei la

sol.

●●●●Elementul elastic suplimentar se foloseste fie pentru marirea

coeficientului dinamic, fie pentru limitarea domeniului de variatie a sagetii

dinamice in cazul automobilelor cu sarcina utila mare. Elementul elastic

suplimentar se cupleaza la curse ce se produc rar si din aceasta cauza

rigiditatea arcului suplimentar ks’ este este mai mare decat rigiditatea ks a

arcului principal.

In figura 7.7 se prezinta caracteristica elastica a suspensiei cu element

elastic suplimentar destinat maririi factorului dinamic.

9

Fig.7.7.Caracteristica suspensiei cu Fig.7.8.Caracteristica elastica a sus-

element elastic suplimentar pentru pensiei cu doua arcuri suplimentare

marirea coeficientului dinamic cu caracteristici liniare

Coeficientul dinamic al suspensiei cu arc suplimentar se determina cu

relatia:

asssasdss

ss

d fkkffkGGG

Fk '

2max 1

unde: stss fkG , iar prin inlocuire se obtine:

st

as

s

s

st

asd

f

f

k

k

f

fk

'

1 (7.6)

Adoptand valoarea necesara pentru coeficientul dinamic, cu relatia

(7.6) se poate determina rigiditatea arcului suplimentar ks’.

Sageata arcului suplimentar se determina cu relatia:

'

2 fff das (7.7)

unde: fd2 este sageata corespunzatoare sarcinii dinamice pentru ambele

arcuri;

f’ este sageata corespunzatoare sarcinii dinamice a arcului principal.

Alegand in prealabil fd2 si considerand ca rigiditatea suspensiei nu trebuie sa

se modifice la sageti mai mari de pana la f’=70....80 mm peste sageata

statica, se obtine fas.

Daca sarcina utila a automobilului variaza in limite largi, pentru a

obtine o caracteristica elastica corespunzatoare se folosesc doua elemente

elastice suplimentare. O astfele de caracteristica este prezentata in figura 7.8.

10

7.3.Elemente de constructie si de calcul pentru arcurile in foi

(arcurile lamelare)

7.3.1.Constructia arcurilor in foi

Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:

- indeplinesc singure functiile de element elastic al suspensiei,

element de amortizare si dispozitiv de ghidare al puntii sau al rotii,

complect sau numai partial (este dublat de o bara de reactie);

- are o constructei simpla si ieftina;

- se poate repara cu usurinta.

Ca dezavantaje se mentioneaza:

- masa proprie mare (este cel mai greu element elastic);

- durabilitate redusa (s-a demonstrat experimental ca rezistenta la

oboseala a arcului din foi este de 4 ori mai mica decat a barei de

torsiune echivalente; la automobilele obisnuite, exploatate in

conditii bune, durata de functionare este de 100 – 150 mii de km).

In prezent arcurile in foi se folosesc la autocamioane si la

autoutilitare.

Tipuri de arcuri in foi folosite in constructia suspensiei automobilului

sunt prezentate in tabelul 7.1.

Tabelul 7.1.Tipuri de arcuri in foi

11

Constructii reprezentative de suspensii pentru autocamioane cu arcuri

in foi sunt prezentate in figurile 7.9, 7.10 si 7.11.

Fig.7.9.Arc in foi montat in sistem balansier pentru o punte motoare

dubla de autocamion: 1-bara de reactie superioara; 2-bara de reactie

inferioara; 3-arc in foi; 4-articulatia centrala a balansierului; 5-carterul

puntii motoare; 6-suportul fixat pe carter pentru ghidarea laterala a

capatului arcului (arcul preia astfel reactiunile laterale)

12

(d)

13

Fig.7.10.Suspensii cu arcuri cu foi si elemente elastice suplimentare:

1-element elastic suplimentar cu arc din foi; 2-arcul principal cu foi al

suspensiei; 3-tampon limitator de cursa superioara; 4-reazem pentru

arcul cu foi suplimentar; 5-arcuri elicoidale corectoare; 6-prindere

elastica cu perne din cauciuc pentru capetele arcului principal; a-

suspensie cu arc suplimentar din foi; b-suspensie cu lamele

suplimentare; c-suspensie cu arcuri elicoidale corectoare (suspensie

Gregoire folosita si pe autobuzul TV71R); d-suspensie mixta cu arc

lamelar si element pneumatic tip burduf cu doua camere prevazuta cu

bare superioare de reactie

Suspensia cu arcuri elicoidale corectoare care functioneaza in paralel

cu arcul lamelar principal este avantajoasa cand masa suspendata nu variaza

in limite largi. Cele doua arcuri elicoidale legate de un pendul de egalizare

anuleaza incovoierea suplimantara a arcului lamelar. Caracteristica elastica

este progresiva, iar loviturile la capat superior de cursa sunt anulate.

Suspensia este prevazuta cu bara stabilizatoare.

Fig.7.11.Suspensie cu arc lamelar nesimetric pentru o autoutilitara: 1-

arc lamelar; 2-tampon superior limitator de cursa; 3-amortizor; 4-arc

cav din cauciuc pentru marirea rigiditatii la suprasarcini

Durata de functionare a suspensiei cu arcuri lamelare este influentata

in mare masura de uzura articulatiilor, aceasta fiind de 2 – 4 ori mai mica

decat cea a arcului propriuzis; se constata tendinta ca articulatiile cu bucse

din bronz sa fie inlocuite cu bucse din cauciuc sau din materiale plastice care

nu necesita ungere.

Constructia articulatiilor si a suportilor fixati pe longeroanele cadrului

este prezentata in figura 7.12.

14

Fig.7.12.Constructia articulatiilor pentru arcurile lamelare: a-

articulatie elastica cu perne din cauciuc fara deplasare axiala; b-idem cu

deplasare axiala; c-articulatie cu cercel si buce din cauciuc; d-articulatie fixa

cu bucse din cauciuc; e-articulatie fixa cu bucsa metalica; 1-limitator elastic

axial; 2-perna din cauciuc; 3-bolt; 4-bucsa din cauciuc.

Asamblarea pachetului de foi cu bridele intermediare, forma

ochiurilor de la capetele lamelelor si forma capetelor pentru lamelele scurte

sunt prezentate in figura 7.13.

a.

b.

15

c.

Fig.7.13.Solutii constructive pentru arcul lamelar: a-asamblarea foilor

prin bridele intermediare; b-ochiurile de prindere; c-capetele foilor

Arcul cu foi parabolic are grosimea foilor variabila (scade de la mijloc

spre capete), numarul foilor este mult mai mic, iar lungimea lor este egala.

Foile nu sunt in contact direct (intre ele atat la capete cat si la mijloc se

monteaza garnituri speciale din materiale plastice), iar frecarea dintre lamele

este eliminata. Efectul acestor solutii constructive este evidentiat in figura

7.14. Cele trei arcuri au aceleasi caracteristici de baza: lungimea 1650 mm,

rigiditatea 200 N/mm, sarcina pe arc 33 kN.

Fig.7.14.Comparatie intre solutii constructive de arcuri cu foi.

Observatii:

10 Arcurile parabolice pot inlocui in orice varianta constructiva de

suspensie arcurile in foi.

20 Principalul dezavantaj al arcului parabolic este dificultatea

laminarii foilor de arc cu grosime variabila, riguros controlata.

16

Variatia rigiditatii arcului in foi (caracteristica elastica progresiva) se

poate obtine prin variatia lungimii de lucru a arcului, adica prin inlocuirea

articulatiilor de capat cu reazeme alunecatoare profilate, preluarea fortelor

longitudinale de reactie fiind realizata de foaia suplimentara 1, asa cum se

arata in figura 7.15.

Fig.7.15.Arcul in foi cu rigiditate variabila: a-automobil fara sarcina

utila; b-automobil cu sarcina utila; 1-foaie pentru preluarea fortelor

longitudinale; 2-reazem fix profilat

Parametrii dimensionali principali pentru arcurile in foi sunt prezentati

in figura 7.16 pentru arcul cu foi clasic, arcul cu foi principal cuplat cu un

arc cu foi suplimentar, arc cu foi mixt (ultimile doua foi au grosime

variabila).

Fig.7.16.Parametrii dimensionali principali ai arcurilor in foi

17

7.3.2.Calculul arcurilor cu foi

Relatiile pentru determinarea sarcinilor si a tensiunilor din arcurile cu

foi sunt date in tabelul 7.2.

Tabelul 7.2.Calculul arcurilor cu foi

Relatiile de mai sus se complecteaza cu indicatiile din [3], iar o

metoda complecta de calcul este data in lucrarile: Arcuri si inele – Culegere

de standarde comentate, Bucuresti, 1999, respectiv standardele STAS 9943-

81, STAS E 12782-90 (ultimul are si exemple de calcul) si Ponomariov,

S.A. s.a. Calculul de rezistenta in constructia de masini, vol.1, Ed.

Tehnica, Bucuresti, 1964.

Pentru arcurile parabolice, grosimea teoretica in lungul lamelei rezulta

din conditia tensiunii constante, folosind modelul de calcul din figura 7.17.

Fig.7.17.Modelul de calcul pentru arcul parabolic

18

2/

2/6602

0

2 L

xhh

hb

LQ

hb

xQct x

x

x

(7.8)

unde h0 este grosimea lamelei in planul de incastrare; aceasta nu se

realizeaza niciodata in practica decat aproximativ, deoarece la mijlocul

lamelei este necesara portiunea de incastrare l0, iar la capatul lamelei este

nevoie de o grosime h’ pentru preluarea fortei exterioare in conditii normale.

7.4. Elemente de constructie si de calcul pentru arcurile elicoidale

Arcurile elicoidale sunt foarte raspandite datorita avantajelor lor:

- durabilitate mare;

- masa proprie redusa;

- nu necesita intretinere;

- executie mai simpla.

Ele lucreaza la compresiune si au frecari interne foarte mici.

Arcurile elicoidale nu preiau forte longitudinale si transversale.

Tipurile constructive de arcuri elicoidale de compresiune sunt

prezentate in tabelul 7.3.

Tabelul 7.3.Tipuri constructive de arcuri elicoidale de compresiune

19

Forta activa care actioneaza asupra arcului se determina in functie de

incarcarea puntii si de constructia ei. Relatiile de calcul pentru aceste arcuri

sunt prezentate in tabelul 7.4. Calculul si proiectarea arcurilor cilindrice de

compresiune , cu sectiune rotunda este reglementat de STAS 7067/1-87.

20

Tabelul 7.4.Relatii de calcul pentru arcurile elicoidale cilindrice

7.5.Barele de torsiune - elemente de constructie si de calcul

Arcul bara de torsiune are urmatoarele avantaje:

-durabilitate ridicata;

-valoare cea mai redusa pentru masa nesuspendata;

-realizeaza o distributie avantajoasa pe cadru a sarcinilor;

-frecarea interna lipseste complect;

-prezinta posibilitati de reglare a puntii.

Dezavantaje:

-tehnologie de executie mai complicata fata de arcurile elicoidale;

-dispunere pe automobil mai incomoda si legaturi mai complicate cu puntea;

-necesita lungimi mari de lucru pentru a realiza un confort cat mai bun;

-in cazul ruperii barei unice functiile suspensiei sunt anulate brusc si total.

Nici el nu preia fortele longitudinale si transversale de reactie.

21

Poate fi dispus longitudinal sau transversal.

Bara de torsiune ca element elastic al suspensiei se foloseste mult la

autoturisme. Sunt solutii consacrate de vehicule comerciale care folosesc

prin traditie bara de torsiune, solutii prezentate in figurile 7.18 si 7.19.

Fig.7.18.Suspensie independenta pentru punte fata fractionata cu

mecanism patrulater transversal cu bara de torsiune cilindrica A

dispusa longitudinal (IVECO Dally)

22

a.

b.

Fig.7.19.Suspensie independenta pentru punte fractionata fata,

motoare, cu brat transversal pendular si bara de torsiune A dispusa

longitudinal: a-schema constructiva; b-constructie (TATRA)

Solutii constructive de bare de torsiune cu diferite forme ale sectiunii

transversale si diferite forme ale capetelor de fixare sunt prezentate in figura

7.20.

23

Fig.7.20.Forme constructive de bare de torsiune: a-cu sectiune

cilindrica si capete canelate; b-cu sectiune cilindrica si capete

hexagonale; c-cu sectiune din lamele suprapuse; d-cu sectiune din mai

multe bare circulare si capete poligonale; e-bara de torsiune compusa

(o bara cu sectiune cilindrica si alta cu sectiune tubulara) si capete

canelate

Parametrii dimensionali principali ai unei bare de torsiune cu sectiune

cilindrica sunt prezentati in figura 7.21.

Fig.7.21.Parametrii dimensionali principali oentru bara de torsiune

cilindrica cu capete canelate

Parametrul dimensional principal este diametrul portiunii de lucru dt, iar in

functie de acesta se recomanda: diametrul capetelor (1,2...1,3)dt; lungimea

portiunii canelate (0,9...1,3)dt.

Lungimea functionala a barei de torsiune l se determina din conditia

obtinerii sagetii statice impuse, cu relatia:

tst

stt

M

Gdl

32

2

(7.9)

unde: φst este unghiul de rasucire corespunzatoe sagetii statice; Mt st este

momentul de torsiune la sageata statica; G este modulul de elasticitate

transversal.

24

Relatiile de calcul pentru barele de torsiune sunt date in tabelul 7.5.

Tabelul 7.5.Relatiile de calcul pentru barele de torsiune

Bara de torsiune se foloseste si ca bara stabilizatoare pentru

micsorarea oscilatiilor de ruliu si marirea stabilitatii automobilelor in viraje.

Cea mai raspandita forma de bara stabilizatoare este cea de “U”, fixata

articulat de sasiu sau caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate

direct sau prin tije intermediare (bielete) de puntea automobilului. Astfel

masa barei stabilizatoare este inclusa in masa suspendata. Cand deplasarile

verticale ale rotilor din stanga si din dreapta sunt egale (caroseria nu este

inclinata intr-o parte), bara stabilizatoare se roteste liber in suportii de pe

caroserie. La inclinarea laterala a caroseriei, bara stabilizatoare intra in

functiune rasucindu-se si micsoreaza astfel inclinarea caroseriei. Bara

stabilizatoare se monteaza daca unghiul de ruliu este mai mare de 70.

Schema de montare a barei stabilizatoare pentru puntea motoare spate a unui

autocamion este prezentata in figura 7.22, iar pentru puntea fractionata

motoare din fata cu mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare in

figura 7.23.

25

Fig.7.22.Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea motoare

din spate a unui autocamion: A-bratul lareral; B-portiunae centrala

activa

Fig.7.23.Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea motoare

fractionata din fata cu mecanism patrulater transversal a unei

autoutilitare: A-bara stabilizatoare; B-bara de torsiune longitudinala a

suspensiei

Modelul de calcul pentru bara stabilizatoare este prezentat in figura

7.24. Rigiditatea barei stabilizatoare se poate determina cu relatia:

'1 gl

a

msbst kG

YhGk

(7.10)

unde: h este distanta de la centrul de greutate al masei suspendate la

axa de ruliu; Y este forta laterala; Ga este greutatea automobilului; μ este

unghiul de ruliu in radiani; kgl’ este rigiditatea unghiulara globala a

suspensiei fata si spate, fara stabilizator.

La autoturisme se monteaza bare stabilizatoare la ambele punti si se

recomanda ca raportul dintre rigiditatile unghiulare ale suspensiei din fata si

din spate sa fie cuprinse intre 1,2 si 1,6.

26

Fig.7.24.Modelul de calcul pentru bara stabilizatoare

Fig.7.24.b.Miscarea de ruliu in viraj datorita fortei centrifuge

7.6.Constructia si elemente de calcul pentru suspensia pneumatica

Suspensia pneumatica se recomanda a fi folosita la automobilele cu

variatii mari pentru valoarea masei suspendate. Ea prezinta urmatoarele

avantaje:

- caracteristica elastica neliniara (progresiva);

- permite reglarea automata a nivelului caroseriei fata de sol;

- asigura intr-o mica masura stabilizarea caroseriei in viraje;

- functioneaza fara zgomot deoarece nu sunt legaturi metalice intre roti

si masa suspendata;

- in anumite conditii constructive asigura si amortizarea.

Dintre dezavantaje se remarca;

27

- prin defectarea unui element elastic sau a sursei de aer comprimat

suspensia iese din functiune;

- costul constructiei si cheltuielile de mentenanta sunt mari.

Majoritatea suspensiilor pneumatice trebuie echipata cu bare stabilizatoare si

amortizoare.

Schema de principiu a functionarii suspensiei pneumatice cu masa de

aer variabila este prezentata in figura 7.25.

Fig.7.25.Schema de principiu a suspensiei pneumatice: 1-element

elastic pneumatic tip burduf; 2-punte; 3-cadrul automobilului; 4-

supapa de comanda (distribuitor); 5 si 6-parghii pentru actionarea

distribuitorului; 7-compresor; 8-rezervor de aer comprimat; 9 si 10-

conducte de legatura; 11-rezervorul suplimentar de aer al elementului

elastic; H-inaltimea statica constanta a elementului elastic

Constructia elementelor elastice pneumatice cele mai folosite este

prezentata in figura 7.26.

a. b. c.

Fig.7.26.Constructia elementelor elastice pneumatice cele mai

folosite: a)tip tub cilindric: 1-element pneumatic tip tub; 2-armatura

superioara; 3-armatura inferioara; 4-suruburi de fixare; 5-piston; 6-

tampon limitator de cursa; b)tip diafragma: 1-element pneumatic tip

diafragma; 2-piston; 3-cilindru; 4-tampon limitator de cursa; c)tip

burduf: 1-element pneumatic tip burduf; 2-inel de strangere; 3-

armatura superioara; 4-armatura inferioara.

28

Fig.7.26.A. Suspensie pneumatica cu perne alungite pentru autocamioane si

autobuze

Fig.7.26.B. Dispunerea pernei de aer la puntea fractionata cu mecanism

patrulater transversal.

Presiunea maxima de lucru din elementul elastic pneumatic este de

6...7 bar, iar presiunea de explozie de 35 bar.

Obiectivul principal al calculului de proiectare al elementelor elastice

pneumatice este determinarea caracteristicii elastice a acestora.

Forta preluata de elementul elastic pneumatic este:

ean

n

ea SpV

VpSppF

00 (7.11)

unde: p si p0 sunt presiunea finala, respectiv presiunea initiala din elementul

elastic; pa este presiunea atmosferica; Se este suprafata efectiva a elementului

elastic pneumatic; V si V0 sunt volumul final, respectiv volumul initial al

elementului; n este exponentul politropic.

Derivand relatia (7.11) in functie de sageata df, tinand cont de ecuatia

transformarii politrope pVn=p0V0n si de relatia dintre volum si sageata V=Sef

se obtine rigiditatea elementului pneumatic:

df

dSp

V

VpS

V

Vpn

df

dSppS

V

pn

df

dFk e

an

n

en

n

eae

002

1

002 (7.12)

Conform acestei relatii, rigiditatea elementului elastic pneumatic

poate fi privita ca avand doua componente: prima determinata de marimea

presiunii aerului din element la deformarea acestuia, iar a doua determinata

29

de variatia suprafetei efective a elementului, adica de variatia configuratiei

cilindrului, a pistonului sau a armaturii. Daca dSe/df <0 (suprafata efectiva

se micsoreaza), al doilea termen al relatiei (7.12) devine negativ, lar

rigiditatea elementului elastic se micsoreaza. Daca suprafata efectiva este

constanta, al doilea termen se anuleaza.

In cazul folosirii reglajului automat pentru garda la sol, presiunea din

elementul elastic se modifica astfel incat inaltimea lui ramane constanta la

diferite sarcini statice si se poate considera ca suprafata efectiva si derivata

ei raman constante. Forta preluata de elementul elastic si rigiditatea lui sunt

date de relatiile:

000 ea SppF (7.13)

0

0

2

0

0

00

df

dSppS

V

pnk e

ae (7.14)

unde marimile cu indicele 0 sunt corespunzatoare sarcinii statice initiale F0.

Din relatia (7.14) se constata ca prin marirea volumului initial V0

rigiditatea k0 se micsoreaza. Practic acest lucru se realizeaza prin legarea

elementului elastic la un rezervor suplimentar. Volumul rezervorului

suplimentar Vs se determina din relatia (7.14), considerand ca volumul total

de aer din elementul pneumatic cu rezervor suplimentar este V0+Vs:

0

0

00

2

00 V

df

dSppk

SpnV

ea

es

(7.15)

unde V0 este volumul elementului elastic.

Cunoscand variatia suprafetei efective si a volumului elementului

elastic pneumatic si impunand valoarea exponentului politropic (n=1 la

solicitarea statica sau n=1,4 la deplasarea pe drumuri cu suprafata

neregulata), se poate determina caracteristica elastica a elementului

pneunatic folosind relatia (7.11).

In figura 7.27 se prezinta familia de caracteristici elastice pentru un

element elastic tip burduf cu doua etaje, pentru diferite valori ale volumului

suplimentar Vs si diferite presiuni.

30

Fig.7.27.Familia de caracteristici elastice pentru un element tip burduf

cu doua etaje, pentru diferite volume Vs si diferite presiuni

(Continental)

7.7.Amortizoarele suspensiei

7.7.1.Rol si caracteristici

Montate in paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei,

amortizoarele indeplinesc urmatoarele roluri:

- disipeaza rapid energia oscilatiilor verticale ale masei suspendate

(caroseriei, sasiului etc.) rezultate in urma deformatiei suspensiei;

- diminuarea rapida a oscilatiilor maselor nesuspendate (roti, punti etc.)

pentru asigurarea continua a contactului rotilor cu calea de rulare.

Efectul unui amortizor este evidentiat in figura 7.28.

31

Fig.7.28.Efectul amortizorului

In urma deplasarii peste o denivelare, arcurile si amortizoarele sunt

comprimate, iar socul produs asupra automobilului este preluat de arcuri,

care impiedica ca masa suspendata M2 sa vina in contact cu masa

nesuspendata M1. Masele M1 si M2 vor oscila in mod independent, in

domenii de frecventa diferite (curbele cu linie albastra). Sub influenta

amortizorului, oscilatiile sunt rapid amortizate (curbele cu linie rosie).

La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele

hidraulice telescopice cu dublu efect (realizeaza amortizarea atat la

comprimare, cat si la destindere). Ele se impart in trei categorii:

- amortizoare pur hidraulice;

- amortizoare cu gaz de inalta presiune;

- amortizoare cu gaz de joasa presiune.

Toate amortizoarele hidraulice telescopice au acelasi principiu de lucru: la

deplasarea relativa a masei suspendate fata de masa nesuspendata, lichidul

vascos din corpul amortizorului este obligat sa treaca prin orificii cu sectiune

mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in

energie termica.

Caracteristica de amortizare reprezinta dependenta dintre forta de

rezistenta a amortizorului Fa si viteza de deplasare a pistonului vp (viteza

relativa pe verticala a rotii fata de caroserie) in cilindrul amortizorului. Ea

este definita de relatia:

i

pa vcF (7.16)

unde: c este coeficientul de rezistenta al amortizorului;

i este exponentul vitezei (0<i<2).

32

Valoarea exponentului i depinde de dimensiunile orificiilor calibrate,

constructia supapelor si vascozitatea lichidului. In functie de exponentul i

caracteristica de amortizare, prezentata ca alura in figura 7.29, poate fi:

- liniara daca i=1 (dreapta 1);

- progresiva daca i>1 (curba 2);

- regresiva daca i<1 (curba 3).

Puterea disipata este suprafata de sub caracteristica.

Fig.7.29.Tipuri de caracteristici de amortizare

Caracteristica progresiva prezinta avantajul ca fortele de rezistenta

sunt mici la viteze reduse ale rotii in raport cu caroseria (deplasarea

automobilului cu viteza redusa, drumul are neregularitati lungi cu contururi

line) si cresc rapid odata cu cresterea vitezei oscilatiilor.

Caracteristica regresiva are avantajul ca valoarea fortelor rezistente la

viteze mari ale oscilatiilor este mai redusa, deci fortele care se transmit

caroseriei sunt mai mici.

Caracteristica optima este cea parabolica (i=2).

Pentru a reduce valoarea fortelor care se transmit caroseriei prin

amortizor in cazul caracteristicii progresive, acesta este prevazut cu supape

de descarcare, care se deschid cand viteza relativa a oscilatiilor devine prea

mare, sectiunile de trecere pentru lichid se maresc, iar forta de amortizare

creste mai lent. Supapele de descarcare sunt necesare si un cazul functionarii

amortizorului la temperaturi scazute, cand vascozitatea lichidului creste sau

in cazul socurilor bruste. Viteza pistonului la care supapele de descarcare se

deschid se numeste viteza critica, vcr, cu valori cuprinse in intervalul

0,15...0,50 m/s.

Coeficientul de rezistenta al amortizorului are valori diferite pentru

cursa de comprimare si pentru cursa de destindere, iar caracteristica de

amortizare este asimetrica. La amortizoarele actuale intre coeficientii de

rezistenta pe cele doua curse exista relatia:

cd cc 5....2 (7.18)

33

Diferenta dintre coeficientii cd si cc depinde de neregularitatile drumului. Cu

cat suprafata drumului prezinta mai multe neregularitati, cu atat diferenta

dintre cei doi coeficienti trebuie sa fie mai mare, deoarece la trecerea rotii

peste o denivelare proeminenta viteza masei nesuspendate creste , iar prin

amortizor se transmite o forta mare care ocoleste elementul elastic al

suspensiei. Aceasta forta poate fi redusa prin micsorarea coeficientului cc.

Cand roata trece peste adancituri, iar automobilul se deplaseaza cu viteze

mari, roata poate pierde contactul cu drumul deoarece componenta

orizontala a vitezei este mult mai mare fata de componenta verticala, in

consecinta cd nu trebuie sa fie prea mare.

Se recomanda ca la deplasarea pe drumuri cu suprafete denivelate,

diferenta dintre cd si cc sa fie mare, iar la deplasarea pe drumuri cu denivelari

lungi si line diferenta sa fie mica.

Coeficientul mediu de rezistenta al amortizorului este:

2

dc ccc

(7.19)

Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un

amortizor cu supape de descarcare, este prezentata in figura 7.30.

Fig.7.30.Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un

amortizor cu supape de descarcare

Caracteristica forta-deplasare sau diagrama de lucru a

amortizorului reprezinta dependenta dintre forta de amortizare Fa si

deplasarea (cursa) pistonului s la comprimare si la destindere. Ea este

reprezentata in figura 7.31.

34

Fig.7.31.Caracteristica forta-deplasare a amortizorului

Energia disipata de amortizorul hidraulic intr-un ciclu comprimare-

destindere este egala cu aria suprafetei delimitata de caracteristica forta-

deplasare.

7.7.2.Constructia amortizoarelor hidraulice telescopice

7.7.2.1.Constructia amortizoarelor bitubulare pur hidraulice Amortizorul pur hidraulic este constituit dintr-un piston 9 cu supape

montat la capatul unei tije 2 care culiseaza in interiorul unui cilindru 7

umplut cu ulei. Acest cilindru, numit cilindrul interior, este introdus in

interiorul unui cilindru exterior 6; ansamblul astfel format este constituit din

doua tuburi concentrice, de aici si denumirea de amortizor bitubular. Spatiul

dintre cei doi cilindri 8, numit camera de compensare, este umplut cu ulei,

iar la partea superioara are o perna de aer la o presiune ceva mai mare fata

de presiunea atmosferica. Pentru a evita emulsionarea lichidului in camera

de compensare se monteaza un inel dispus sub nivelul lichidului. Cilindrul

de lucru si camera de compensare comunica prin supapele corpului de

inchidere (corpul supapelor de baza) 11 montat la capatul inferior al

cilindrului 7. Cei doi cilindri sunt etansati unul fata de celalalt si amandoi

fata de exterior de o piesa de inchidere 4 dispusa la capatul superior care

contine si ghidajul tijei pistonului. Tija si ghidajul ei sunt protejate de un tub

de protectie 3.

Pistonul contine doua tipuri de supape: supapa de comunicare inchisa

la cursa de destindere si supapa de destindere in doua trepte deschisa in

cursa de destindere; ea are rolul supapei de descarcare pentru cursa de

destindere.

Corpul de inchidere 11 contine tot doua tipuri de supape: supapa de

admisie deschisa in cursa de destindere si supapa de comprimare in doua

trepte deschisa in cursa de comprimare; ea are rolul supapei de descarcare

pentru cursa de comprimare.

35

Schemele constructive la cursele de comprimare si de destindere,

precum si constructia amortizorului sunt prezentate in figura 7.32.

a. b. c.

Fig.7.32.Amortizorul bitubular pur hidraulic: a)schema constructiva la

comprimare: 1-articulatie elastica de prindere; 2-tija; 3-tub de

protectie; 4-piesa superioara de inchidere cu dispozitivele de etansare

si de ghidare a tijei; 5-camera superioara; 6-cilindru exterior; 7-

cilindru interior;8-camera de compensare; 9-pistonul cu supape; 10-

camera inferioara; 11-corpul supapelor de baza; b) schema

constructiva la destindere; c)constructie: 1-piesa superioara de

inchidere cu dispozitivele de etansare si de ghidare a tijei; 2-corpul

amortizorului; 3-blocurile supapelor; 4-ulei; 5-tija; 6-piston

In cursa de comprimare, uleiul trece usor de sub piston in camera

superioara a tubului interior prin supapa de comunicare. O parte din uleiul

din camera inferioara (de volum egal cu volumul tijei introduse in tubul

interior) trece prin supapa de comprimare deschisa in prima treapta, in

camera de compensare, realizand forta de amortizare din cursa de

comprimare. La viteze mari de deplasare a pistonului (peste viteza critica la

comprimare), presiunea uleiului se mareste, supapa de comprimare se

36

deschide in a doua treapta, sectiunea de trecere este mai mare, iar forta de

amortizare scade.

In cursa de destindere, uleiul din camera superioara este comprimat,

supapa de comunicare este inchisa, iar uleiul trece prin supapa de destindere

a pistonului deschisa in prima treapta in camera inferioara. Daca viteza de

deplasare a pistonului depaseste viteza critica la destindere, presiunea creste,

supapa de destindere se deschide in treapta a doua, sectiunea de trecere este

mai mare, iar forta de amortizare scade. Volumul dezlocuit de piston in

camera inferioara este mai mare fata de volumul refulat din camera

superioara cu volumul tijei scoase din tub. Diferenta se complecteaza cu ulei

din camera de compensare, care patrunde in camera inferioara prin supapa

de admisie datorita presiunii mai scazute din aceasta camera si a presiunii

pernei de aer din partea superioara a camerei de compensare.

Observatii:

10 Arcurile supapelor de comunicare din piston si de admisie din corpul

supapelor de baza sunt mult mai putin rigide fata de arcurile supapelor de

destindere, respectiv de comprimare.

20 Arcurile supapelor pot fi tip diafragma (rondele) sau elicoidale.

7.7.2.2.Amortizorul monotubular cu gaz la inalta presiune

Acest amortizor a debutat in anii 1950 si compenseaza doua

dezavantaje majore ale amortizorului monotubular pur hidraulic folosit in

acea epoca:

- dificultatea diferentierii amortizarii in cursele de comprimare si de

destindere;

- o sensibilitate excesiva la fenomenul de emulsie.

El consta dintr-un tub unic separat in doua compartimente de un

piston separator perfect etansat; compartimentul superior este umplut cu

ulei, iar cel inferior cu azot la presiune inalta (25...30 bar). Compartimentul

cu gaz compenseaza variatia de volum in urma miscarii tijei piston prin

deplasarea pistonului separator in functie de cantitatea de ulei refulat.

Presiunea mare este necasara: pentru a realiza fortele de amortizare si la

comprimare; asigura functionarea precisa a supapelor si la curse reduse;

impiedica formarea de bule (fenomenul de cavitatie) la viteze mari ale

pistonului. Pistonul de lucru echipat cu supape diferentiale, lucreaza in

compartimentul cu ulei si realizeaza modularea fortei de amortizare la

comprimare si la destindere.

Schema constructiva, functionarea in cursa de destindere si de

comprimare si constructia acestui amortizor sunt prezentate in figura 7.33.

37

a. b. c. d.

Fig.7.33.Amortizorul monotubular cu gaz de inalta presiune:

a)schema constructiva: 1-piasa superioara de inchidere cu dispozitiv

de etansare si de ghidare a tijei; 2-pistonul de lucru cu blocul de

supape; 3-camera cu ulei; 4-pistonul separator; 5-camera cu gaz;

b)functionare la destindere; c)functionare la comprimare;

d)constructie

Modul de functionare al pistonului de lucru in camera cu ulei este

similar celui de la amortizorul pur hidraulic. Diferenta esentiala este pentru

procesul de compensare al volumului de ulei determinat de variatia de volum

imersat a tijei, care se realizeaza prin variatia rapida a volumului de gaz.

Avantajele acestui amortizor sunt:

- presiunea exercitata de gaz elimina complect riscul de cavitatie si

contribuie la un raspuns instantaneu la solicitarile tranzitorii;

- camera de lucru nu este separata de mediul ambiant prin al doilea tub,

caldura este mai usor evacuata, iar regimul termic este mai coborat;

- functionarea este mai silentioasa.

Dezavantajele sunt:

38

- fabricare mai complicata (etansare si supape);

- lungime de montaj mai mare datorita camerei de gaz dispusa in

prelungirea camerei de lucru;

- nu se foloseste pentru puntile McPherson.

7.7.2.3.Amortizorul bitubular cu gaz la presiune medie

Amortizorul bitubular cu gaz de medie presiune reuneste avantajele

amortizorului bitubular pur hidraulic in privinta gabaritului si a rigiditatii

mecanice cu avantajele amortizorului monotubular cu gaz de inalta presiune

in privinta randamentului si a eficientei. In plus se extinde domeniul de

folosire al amortizorului cu gaz si la puntea McPherson care are nevoie de o

tija cu un diametru mai mare pentru amortizor.

Deosebirile importante fata de amortizorul bitubular clasic sunt:

- prezenta azotului sub presiune de 5...10 bar din camera de compensare

in proportie de 1/3, care inlocuieste perna de aer;

- principiul de etansare al tijei care conserva presiunea azotului, retine

si recircula uleiul si retine impuritatile din exterior.

Datorita acestor deosebiri se amelioreaza sensibil eficacitatea amortizorului

datorita presiunii aplicata constant asupra uleiului (timpul de raspuns al

supapelor se reduce, iar riscul cavitatiei dispare).

Constructia amortizorului bitubular cu gaz la presiune medie, inclusiv

a dispozitivului de etansare, pentru o punte McPherson este prezentata in

figura 7.34.

Pentru reglarea amortizarii in functie de masa incarcaturii utile

(reducerea fortei de amortizare cand sarcina utila este redusa) se poate folosi

amortizorul cu amortizare variabila in functie de cursa pistonului prezentat

in figura 7.35. In zona mediana A a cilindrului de lucru care corespunde

sarcinilor reduse, pe peretele cilindrului se executa canale prin care uleiul

ocoleste pistonul, iar forta de amortizare se reduce. Cand pistonul ajunge in

zonele B ale cilindrului de lucru functionarea amortizorului este normala

(uleiul circula numai prin supapele pistonului).

39

Fig.7.34.Amortizor bitubular cu gaz Fig.7.35.Amortizor bitubular cu amor-

la presiune medie: 1-gaz; 2-ulei; 3- tizare variabila in functie de cursa: A-

dispozitivul de etansare; 4-manseta zona centrala cu amortizare redusa; B-

antiretur; 5-tija pistonului; 6-canal zone cu amortizare normala; 1-piston;

de retur a uleiului in camera de com- 2-canale de ocolire; 3-circulatia uleiu-

pensare pe langa piston

7.7.3.Elemente de calcul pentru amortizoare

Calculul amortizorului implica urmatoarele etape:

10 Determinarea caracteristicii de amortizare la roata automobilului

Pentru determinarea caracteristicii de amortizare trebuie sa se

stabileasca domeniul necesar de amortizare pentru caroserie si pentru roti.

Acesta se determina cu relatia caracteristicii liniare de amortizare:

pa vcF (7.19)

Coeficientul de rezistenta al amortizorului se determina in functie de

gradul de amortizare D. In cazul domeniului necesar de amortizare pentru

caroserie, coeficientul c se determina cu relatia:

22 mkDc s (7.20)

unde: ks este rigiditatea suspensiei; m2 este masa suspendata pentru

automobilul gol si pentru automobilul complect incarcat; D=0,25.

40

Rezulta astfel dreptele 1 si 2 care delimiteaza domeniul necesar de

amortizare A1 pentru caroserie din figura 7.36.

Domeniul necesar de amortizare pentru roata A2 este cuprins intre dreptele 3

si 4 (fig.7.36), corespunzatoare gradului de amortizare D’=0,25 si D’=0,35;

coeficientul de amortizare se determina cu relatia:

1

'2 mkkDc ps (7.21)

unde: kp este rigiditatea pneurilor; m1 este masa nesuspendata.

Fig.7.36.Domeniile necesare de amortizare pentru caroserie A1 si

pentru roti A2

Donemiile necesare de amortizare fiind distantate intre ele, va trebui

sa se adopte o caracteristica de amortizare care sa constitue un compromis.

Ea trebuie sa cuprinda domeniul necesar de amortizare pentru caroserie pana

la vp=0,5 m/s (corespunde unor amplitudini de 40....50 mm ale oscilatiilor si

unor frecvente proprii ν0=0,7....1,7 Hz) si domeniul necesar de amortizare

pentru roti pana la vp=0,7 m/s (corespunde unor amplitudini de 10....20 mm

ale oscilatiilor si unor frecvente proprii de ν0=9....13 Hz). Aceste conditii

sunt satisfacute de curba 5 care reprezinta o caracteristica patratica de

amortizare, complectata de curba 6 ce corespunde utilizarii supapelor de

descarcare. Aceste curbe se pot trasa cu relatia:

2

1 pa vcF (7.22)

unde: c1=1,5c/vcr; vcr=0,2....0,4 m/s.

Coeficientii de rezistenta pentru cursa de destindere si de comprimare

sunt dati in tabelele 7.1 si 7.2.

41

Tabelul 7.1. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al

amortizorului cu supapele inchise [N.s/m]

Tabelul 7.1. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al

amortizorului cu supapele deschise [N.s/m]

Valorile alese din tabele pentru coeficientii de rezistenta ai

amortizorului se coreleaza cu valorile calculate cu relatiile (7.20) si (7.21).

20 Determinarea caracteristicii efective de amortizare (apartine

amortizorului)

Determinarea caracteristicii efective de amortizare tine cont de

dispunerea amortizorului pe punte si depinde de constructia puntii si de

legaturile dintre punte (roti) cu masa suspendata (caroserie sau cadru). In

figura 7.37 sunt prezentate doua scheme de montaj ale amortizorului, pentru

o punte rigida cu suspensie dependenta si pentru o punte fractionata cu

mecanism patrulater transversal cu suspensie independenta. Amortizorul se

monteaza imclinat fata de verticala cu unghiul β.

In cazul puntii fractionate cu suspensie independenta, daca se noteaza

cu i=l/l1 raportul de transmitere pentru dispunerea amortizorului se obtin

urmatoarele relatii de transformare:

42

Fig.7.37.Dispunerea amortizorului: a-punte rigida cu suspensie

dependenta; b-punte fractionata cu mecanism patrulater transversal si

suspensie independenta

cos

iFF Ra ;

ivv Rp

cos ;

2

2

cos

icc R (7.23)

Daca amortizorul este dispus vertical β=0.

30 Fortele din tija amortizorului

Determinarea fortelor din tija amortizorului este necesara in cazul

puntii McPherson. Se determina forta transversala pe tija folosind modelul

de calcul al puntii McPherson.

40 Prinderea amortizorului

Calculul prinderii amortizorului depinde de solutia constructiva

adoptata pentru prinderea amortizorului pe punte si pe caroserie. Cele mai

uzuale solutii de prindere a amortizorului sunt prezentate in figura 7.38.

Prinderile amortizorului sunt articulatii elastice axiale oscilante sau

cilindrice cu elemente din cauciuc avand rol de transmitere a fortei de

amortizare la elementele puntii si la caroserie si de filtrare a vibratiilor,

indeosebi vibratiile spre caroserie. Ele sunt livrate impreuna cu amortizorul

(sunt executate de fabricantul de amortizoare) si sunt alese de catre inginerul

automobilist in functie de constructia amortizorului, de tipul puntii, de

deplasarile unghiulare posibile ale amortizorului fata de elementele de care

se prinde.

In functie de solutia de prindere adoptata pentru amortizor se

proiecteaza suportii de pe punte si de pe caroserie.

FFFFFFFF Fa

FR FR

Fa

43

Fig.7.38.Solutii constructive pentru prinderea amortizorului

50 Cursele pistonului amortizorului la destinderea si la comprimarea

arcului se determina in functie de pozitia de montaj a amortizorului si de

cinematica puntii.

Amortizoarele sunt proiectate si construite de firme specializate. In

consecinta amortizorul se alege din gama de produse ale diferitilor fabricanti

in functie de parametrii determinati mai sus.

Observatie: Dispunerea amortizorului influenteaza amplitudinea

miscarilor de ruliu si tangaj.