SFDS Varianta a New

8/12/2019 SFDS Varianta a New

1/14

Varianta A

1.Cum influenteaza puntea rigida manevrabilitatea si stabilitatea

Puntile rigide, sau punti cu oscilatie dependenta a rotilor, sau punti cu suspensie

dependenta sunt puntile la care lagarele rotilor sunt legate intre ele printr-un element rigid(grinda). In consecinta, la trecerea peste un obstacol a unei roti, cealalta roata se inclina simultansi egal, provocand inclinarea si deplasarea transversala a caroseriei. In plus, datorita elasticitatii

arcului lamelar al suspensiei (majoritatea puntilor rigide sunt combinate cu arcuri lamelare careasigura si ghidarea puntii), se produce inaintarea unei roti in raport cu cealalta si deci

schimbarea directiei de mers, asa cum se vede din figura 1.2. Prezenta grinzii transversale faceimposibila dispunerea intre roti, intr-o pozitie cat mai coborata, a motorului sau a cadrului, deci

inaltimea centrului de masa al automobilului este mai mare. Se poate obtine insa, o marire acapacitatii de trecere a automobilului prin cresterea garzii la sol,prin micsorarea razei

transversale de trecere si prin posibilitatea mare de rotire a puntii fata de caroserie (exempluUNIMOG) fara a recurge la solutii constructive complicate si costisitoare. Un alt avantaj al

puntii rigide este numarul redus de articulatii care ii confera siguranta in exploatare si fiabilitateridicate.

Puntile rigide se folosesc la majoritatea autocamioanetor, la autobuze, la autoutilitare si launele autoturisme de teren.

Fig.1.2.Influenta puntii rigide asupra ghidajului si

pozitiei automobiluluiPuntile rigide se deosebesc constructiv prin solutia adoptata pentru preluarea fortelor si a

momentelor de reactie. Schemele cinematice ale celor mai folosite mecanisme in acest scop suntprezentate in figura 1.3.

a.


2/14

b.

c.Fig.1.3.Schemele cinematice pentru mecanismele de ghidare ale puntilor rigide: a)cu

arcuri lamelare; b)cu doua mecanisme patrulater dispuse longitudinal si bara Panhard;c)grinda trasa cu articulatie dispusa in planul median al automobilului.

2. Ce reprezint figura de mai jos? Construcie, funcionare.

Fig.2.41.Punte fata de constructie sudata (MENARINI)

Grinda centrala a puntii, de constructie sudata este integrata in sistemul de ghidare format inprincipal dintr-un carucior, tot de constructie sudata, care este articulat cu capatul din fata debaza caroseriei. Capetele grinzii obtinute prin forjare sunt fixate pe grinda carucior prin suruburi.

Grinda transversala din spatele a caruciorului depaseste longeroanele acestuia, iar la capetele ei

se monteaza cate o perna de aer si o pereche de amortizoare. O bara transversala Panhard preiafortele transversale. Puntea este prevazuta cu bara stabilizatoare, articulata cu partea centrala debaza caroseriei, iar prin caperele forjate cu bielete de carucior.

3. Ce reprezint figura de mai jos? Construcie, funcionare.

Punte spate semirigida in forma de U


3/14

4. Determinati centrul de ruliu pentru puntea rigida cu tub central si bara Panhard.

Fig.5.21.Centrul de ruliu pentru puntea rigida cu tub central si bara Panhard se gaseste laintersectia dreptei definita de articulatia tubului central Ohsi punctul T al barei Panhard situat in

planul longitudinal de simetrie cu planul transversal ce contine axa puntii.

Inaltimea centrului de ruliu determinata prin metoda geometrica este valabila pentru articulatii

rigide ale mecanismelor puntilor, sau pana la unghiuri de ruliu de pana la circa 30. Elasticitatile

articulatiilor dintre bratele mecanismelor si caroserie modifica sensibil inaltimea centrului de

ruliu in sensul coborarii centrului de ruliu masurat pe automobil cu aproximativ 20 mm. In plus,datorita elasticitatii articulatiilor, centrele instantanee de rotatie ale rotilor din stanga si din

dreapta vor fi diferite, in consecinta pozitia centrului de ruliu se va modifica intr-un intervalaproximativ de 10 mm.

Unghiul de ruliu are valori reduse (sub 80100). Valoarea sa creste daca: se mareste fortatransversala care actioneaza in centrul de masa al masei suspendate; se mareste distanta h rdintre

centrul de masa al masei suspendate si axa de ruliu; se micsoreaza ecartamentul arcurilor. In plusla marirea lui hr se inrautateste stabilitatea deoarece se micsoreaza viteza de rasturnare a

automobilului.

5.Calculul punii cu bra transversal oscilant.

Este cunoscuta si sub denumirea de punte pendulara. De multe ori, ca element elastic al

suspensiei se foloseste arcul elicoidal amplasat pe bratul transversal, cat mai apropiat de roatapentru a micsora momentul incovoietor din brat.

Un regim de calcul specific pentru aceasta punte este deplasarea in viraj, care implicaaparitia in pata de contact roata cale a unei forte transversale Y. Modelul de calcul este

prezentata in figura 6.17.


4/14

Fig.6.17.Modelul de calcul al puntii cu un brat

transversal la deplasarea in viraj

Forta normala la roata Z se transmite prin arcul elicoidal si prin articulatia bratului lacaroserie. Reactiunile care apar in articulatie se determina din ecuatiile de echilibru ale fortelor:

YPF xx 0

(6.82)FZPF yy 0 (6.83)

Forta din arc se determina din ecuatia de momente fata de articulatia P cu relatia:

fa

bYaZFMP

0 (6.84)

unde:

sin

cosra si

sin

sinrb (6.85)

c

rtg si (6.86)

La deplasarea in viraj, puntea pendulara are o comportare specifica: roata exterioara

virajului se incarca dinamic, capata o cadere negativa, iar componenta Pycoboara caroseria sprecale; roata interioara virajului se descarca dinamic, capata o cadere pozitiva, iar caroseria seridica sub influenta componentei +Py; in consecinta miscarea de ruliu se accentuiaza. Aceasta

comportare este prezentata in figura 6.18.

Fig.6.18.Comportarea in viraj a puntii pendulare


5/14

Pentru preluarea fortelor longitudinale (regimurile de demarare sau de franare) se

foloseste tirantul 1, ce are articulatia A cu caroseria situata la aceeasi distanta fata de planullongitudinal ca si bratul (solutia cea mai uzuala) , asa cum se vede din figura 6.19.

a. b.Fig.6.19.Punte pendulara cu tirantul 1:a-demarare; b-franare

La demarare, forta longitudinala Ft dezvolta urmatoarele reactiuni:

- in articulatia P reactiunea longitudinala Pz=Ftsi reactiunea transversala Px=Ftc/d:- in articulatia A reactiunea transversala Ax=Ftc/d.

La franare, forta longitudinala Ffdezvolta urmatoarele reactiuni:- in articulatia P reactiunea longitudinala Pz=Ff, reactiunea verticala Py=Ffr/d si reactiunea

transversala Px=Ffc/d;- in articulatia A reactiunea verticala Ay=Ffr/d si reactiunea transversala Ax=Ffc/d.

Tirantul este solicitat in sectiunea periculoasa l-l de incastrare in brat, la incovoiere demomentul fortei Ax, respectiv la torsiune de momentul fortei Ay.

6.Unghiurile de asezare ale pivotilorUnghi ul de inclinare longitudinala al pivotului (unghiul de fuga)se noteaza cu0 si reprezinta

inclinarea fata de verticala a pivotului, masurata in plan longitudinal. Unghiul de inclinarelongitudinala al pivotului si efectul sau stabilizator sunt prezentate in figura 1.36.

Fig.1.36.Unghiul de inclinare longitudinala al pivotului si efectul sau stabilizator


6/14

El are urmatoarele consecinte:- consecinta geometrica:prelungirea axei pivotului intersecteaza calea in punctul B, situat

la distanta a(dl) numita deport longitudinal, de centrul A al petei de contact roata-cale;- consecinta dinamica: in cazul actiunii unor forte transversale (forta centrifuga in viraj,

forta laterala a vantului, drum inclinat transversal), reactiunile transversale Y1d si Y1s la

rotile puntii din fata dau nastere unui moment stabilizator Ms , dat de relatia: 0111

tgrYaYYM dsds (1.1)

Acest moment stabilizator tinde sa readuca rotile in pozitia mersului rectiliniu. Deoarece,la deplasarea in curbe reactiunile transversale depind de viteza de deplasare a automobilului,

acest moment se numeste moment stabilizator de viteza.Efecte negative: 1.Momentul stabilizator se transmite prin SD la volan, iar manevrarea

volanului se face mai greu.2.Se produce o torsionare a cadrului (caroseriei) in viraj, deoarece se

ridica roata interioara si coboara roata exterioara, iar suspensia puntii din fata este solicitatanesimetric in timpul virajului. Prin utilizarea pneurilor cu elasticitate mare (pneuri

de joasa presiune) la care centrul reactiunilor se deplaseaza in spate fata de centrul geometric al

petei de contact, valoarea momentului stabilizator creste prea mult; in consecinta se constatatendinta de micsorare a valorii unghiului de fuga.

La automobilele care se deplaseaza pe drumuri de proasta calitate este recomandat sa se

prevada un unghi de fuga mai mare, pentru a asigura o buna stabilitate a directiei si a nu finecesara interventia soferului la fiecare denivelare.

Sunt automobile la care unghiul de fuga are valoarea zero, sau chiar valori negative(pivotul este inclinat spre inapoi).

Unghiul de inclinare transversala al pivotului se noteaza cu 0 si reprezinta unghiul

format de axa pivotului si verticala, masurat in plan transversal. Unghiul de inclinare transversalaal pivotului si efectul sau stabilizator, impreuna cu unghiul de cadere al rotii, sunt prezentate in

figura 1.37.


7/14

Fig.1.37.Unghiul de inclinaretransversala al pivotului si unghiul

de cadere al rotii si efectele lorstabilizatoare

El are urmatoarele consecinte:- consecinta geometrica:prelungirea axei pivotului intersecteaza calea intr-un punct aflat

la distanta dde centrul petei de contact, marime denumita deport transversal;- consecinta dinamica:in timpul virajului, roata bracata in jurul pivotului inclinat tinde sa-

si deplasaze in jos centrul pe distanta h, aceasta coborare nu este posibila si rezulta oridicare a rotii, respectiv un moment stabilizator care poate fi exprimat prin relatia:

d

dhZMs (1.2)

In care inaltimea h depinde de unghiul de bracare .

- micsorarea deportului transversal (marirea lui 0) conduce la reducerea efortului necesarmanevrarii volanului, deoarece se reduce valoarea momentului rezistentei la rulare fata de

axa pivotului (se micsoreaza bratul fortei).Se constata ca valoarea momentului stabilizator depinde de reactiunea normala la roata

(greutatea ce revine rotii), iar din aceasta cauza se numeste moment stabilizator al greutatii si nudepinde de viteza sau de aderenta.

Sunt automobile la care deportul transversal are valoarea zero (axa pivotului intersecteazacalea in centrul petei de contact), sau chiar valoare negativa (axa pivotului intersecteaza calea in

exteriorul centrului petei de contact), asa cum se vede din figura 1.38. Aceste situatii suntcorelate cu sistemul de franare.

Fig.1.38.Scheme comparative pentru deport pozitiv si negativ


8/14

Intre unghiurile de asezare ale pivotilor exista uzual relatia:

3...2

0

0

(1.3)

La automobilele uzuale unghiul de inclinare transversala a pivotului are valori cuprinse inintervalul 30 100 .

Valorile unghiului de inclinare longitudinala al pivotului sunt mai mici 10

30

laautoturisme, pana la 5

0la autocamioane, iar la tractoare pana la 10

0.

7 . Ce reprezint figura de mai jos? Construcie, funcionare.

Fig.1.19.Mecanism pinion-cremaliera cu bielete lungi articulate central pe cremaliera(Opel Astra): 3,4,5-asamblarea reglabila dintre bieleta si capul de bara; 6-articulatiile

bieletelor cu cremaliera; 20-rulment radial axial cu bile; 21-arborele pinionului 23-rulment radial cu role cilindrice.

Mecanismul cu pinion si cremaliera se foloseste la majoritatea autoturismelor si la uneleautoutilitare datorita avantajelor sale:

- randament direct ridicat;- bracari mari ale rotilor la rotiri mici ale volanului;- este integrat in transmisia directiei si simplifica constructia SD prin reducerea numarului

de articutatii.

Ca dezavantaje se amintesc:- randamentul invers ridicat, deci socuri resimtite la volan;

necesita un spatiu transversal intre roti pentru montare.


9/14

8.Ce reprezint figura de mai jos? Construcie, funcionare.

Fig.2.30.Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante: 21-niplu de capat; 22 si 26-

orificii de refulare spre circuite; 23-corpul pompei; 24 si 27-camerele de presiune; 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid; 29-piston primar; 30 si 34-suruburi limitatoare

pentru pistoane; 31 si 35-arcuri de rapel; 32-garnitura de presiune separatoare; 33-pistonsecundar; 36-arcul garniturii de presiune flotante; 37-garnitura de presiune flotanta; 38- segment;

39 si 40-canale de compensare si de amorsare.

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai prin orificiul dealimentare, iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt

preluate de garnitura de presiune a pistonului, montata cu joc axial si radial in canalul din piston.Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale

radiale. Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 2.30. Avantajulprincipal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei.

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20.40daN/cm

2, la franari intensive pana la 60.80 daN/cm

2, iar in unele cazuri poate depasi 100

daN/cm2.

Pompa centrala se monteaza in doua moduri:

1. pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul motorului adicapedalier suspendat;2. sub podeaua postului de conducere adicapedalier sub podea.

9.Calculul sabotilor de frana

Sabotul primar si sabotul secundar

In figura 2.1 sunt reprezentate fortele care actioneaza asupra unei frane cu doi sabotisimetrici 1 si 2. Pentru simplificare se considera ca forta normala N si forta de frecare F factioneaza pe axa de simetrie a garniturii sabotului.


10/14

Fig.2.1.Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

Momentul de franare generat de sabotul 1 este:

ttff rNrFM 111 (2.1)

Forta normala se determina din ecuatia de echilibru a sabotului in raport cu articulatia O1, iar pentru a tine cont de lungimea garniturii sabotului (unghiul de infasurare ) se introducecoeficientul k0la forta normala, care se determina cu ajutorul garficului din figura 2.2:

eck

caSNckNeFcaS f

0

1011 0 (2.2)

Inlocuind pe (2.2) in (2.1) se obtine:

eck

carSM tf

0

1 (2.3)

Fig.2.2.Grafic pentru determinarea coeficientului k0

Similar pentru sabotul 2 se obtine:

eck

caSN

0

2 si

eckcarSM tf

0

2 (2.4)

Se constata ca, pentru aceeasi forta de actionare a sabotilor S:

21 ff MM

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar, iar sabotul 2 sabot secundar. Laschimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile.


11/14

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabotprimar si unul secundar se numescfrane simplex, cele care au in compunere doi saboti primari se

numesc frane duplex, iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie aletamburului se numescfrane duo-duplex.

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului, sabotul primar se va uza mai mult. La frana

simplex, pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti, se pot luaurmatoarele masuri: marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotuluisecundar; marirea latimii garniturii sabotului primar; marirea fortei de actionare a sabotului

secundar.In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este

actionat de sabotul anterior 1, ca in figura 2.3, se obtin urmatoarele momente de franare:

Fig.2.3.Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM 111 si ttff rNrFM 222 (2.5)

Pentru sabotul anterior forta normala N1si momentul de franare Mf1au aceleasi expresiica in cazul precedent, dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa

cum urmeaza:

0221

aNeFcaQ fx (2.6)

SNQx 11 (2.7)

Inlocuind pe N1cu relatia (2.2) in care se considera k0=1, 0 se obtine:

ec

eaSQx

1

(2.8)

Inlocuind in (2.6) pe Ff2=N2si (2.8) se obtine:

eaec

eacaSN

2

(2.9)

iar momentul de franare al sabotului 2 este:

eaec

eacarSM tf

2

(2.10)

Comparand relatiile (2.4) si (2.10) se constata ca momentul de franare dat de (2.10) este

mult mai mare fata de cel dat de (2.4), motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste


12/14

servofrana. Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte, frana se numesteuni-servo, iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers, frana se numeste duo-servo.

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje: cresterea brusca a fortelor de franare poateprovoca blocarea rotilor; uzura neuniforma a garniturilor de frecare.

Sabotul articulat si sabotul flotantIn functie de modul de fixare a sabotului pe taler, sabotii pot fi:- saboti articulati;- saboti flotanti.

Sabotul articulatse apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct

fix si are un singur grad de libertate.Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de

libertate. El se utilizeaza indeosebi la servofrane, permite o utilizare mai rationala a materialuluigarniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de

frecare decat sabotul articulat.

2.2.2.Aprecierea sabotilor

Coeficientul de eficacitate E caracterizeaza performanta unui sabot din punctul de

vedere al momentului de franare realizat pentru diferite valori ale coeficientului de frecare algarniturii de frictiune. Este definit ca raportul dintre forta tangentiala la periferia garniturii de

frictiune Ffsi forta de actionare S a sabotului:

S

FE

f (2.11)

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului, deoarecearata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare. El depinde de

tipul si parametrii geometrici ai sabotului, de modul de distributie al presiunilor in lungulgarniturii de frictiune si de coeficientul de frecare.

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun. Dacasabotii sunt actionati cu forte egale, eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor,

iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite, suma va fi afectata de raportuldintre cele doua forte. In tabelul 2.2 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori

medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori, la careeste exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor.

Tabelul 2.2. Valorile coeficientului de eficacitateTipul franei Coeficientul de

eficacitate

Frana simplex cu deplasare egala a sabotilor 1,4.2,0

Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 1,5.2,5

Frana duplex 2,4.4,0

Frana servo 3,5.6,0


13/14

Caracteristica de stabilitate a sabotuluireprezinta variatia coeficientului de eficacitate

al sabotului E in functie de coeficientul de frecare , adica:

fE (2.12)In figura 2.4 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului. Se constata ca sabotul primar

ofera o eficacitate mai mare, dar are o stabilitate mai scazuta, iar sabotul secundar este mai stabil,dar cu o eficacitate mai redusa.

Fig.2.4.Caracteristica de stabilitate a sabotului: a)sabot primar; b)sabot secundar.

In figura 2.5 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane. Se constata cafranele simplex, in cazul actionarii cu forte egale, realizeaza cel mai convenabil compromis intre

eficacitate si stabilitate.


14/14

Fig.2.5.Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane: 1-frana simplex cusaboti actionati prin cama; 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale);

3-frana duplex; 4-frana servo.

Sensibilitatea franei este definita de relatia:

ddEE

'

(2.13)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constantiparametrii de franare ai automobilului. In figura 2.6 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru

diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare.

Fig.2.6.Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare: 1-sabot

primar; 2-sabot secundar; 3-frana disc.

Autoblocarea sabotuluiAutoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe tambur numai datorita

fortelor de frecare, fara a fi actionat de forta S. Ea se poate produce numai pentru sabotul primarsi are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit.

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea dedistributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune, in cazul real in care punctul de aplicatie

al fortelor N si Ffnu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune.Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati,

momentul de franare este:

f

f

fa

caSM

sincos

cos

1 (2.14)

unde si fsunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale;

este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului.Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza, adica:

sin

cos0sincos

lim

a

aa

f

f (2.15)

La dimensionarea franei, alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se

face astfel ca /lim 0,75.Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare.

SFDS Varianta a New

Documents

Transcript of SFDS Varianta a New