1

Varianta E

1. Reprezentati si comentati schemele cinematice ale mecanismelor de ghidare

pentru puntile rigide.

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 simultan si egal, provocand inclinarea si deplasarea transversala a

caroseriei. In plus, datorita elasticitatii arcului lamelar al suspensiei (majoritatea

puntilor rigide sunt combinate cu arcuri lamelare care asigura si ghidarea puntii), se

produce inaintarea unei roti in raport cu cealalta si deci schimbarea directiei de mers.

Puntile 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 sunt prezentate in figura 1.3.

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

2. Ce reprezinta figura? Prezentati constructiea si functionarea

Tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la puntile rigide:

Fig.1.6 punte motoare: 1-fuzeta tubulara; 2-rulmenti radiali-axiali cu role conice; 3-

pivot superior; 4-pivot inferior; 5-carterul tubular al puntii; OO’ – axa pivotului 9de

bracare).

Puntea de directie rigida este compusa din grinda, pivoti si fuzete. In cazul

puntilor de directie si motoare pivotul cilindric este fractionat in doua (pivotul superior

si pivotul inferior), iar sectiunile grinzii si ale arborilor fuzetelor sunt tubulare pentru a

permite montarea arborilor planetari.

3

3. Ce reprezinta figura?constructie si functionare

Fig.2.51.Lagar cu rulmenti identici si butuc cu disc ventilat (DAF): 1-arbore planetar;

2-contrapiulita; 3-saiba cu pana; 4-piulita; 5-saiba de apasare pe rulment; 6-inel

interior al rulmentului cu role conice; 7-inel exterior; 8-prezon de roata; 9-butucul

rotii; 10-simering; 11,12,13-tarductorul ABS si fixarea lui; 14-discul ventilat; 15-

surub de fixare a discului pe butuc; 16-dop de ungere si aerisire; 17-surub de fixare a

arborelui planetar pe butucul rotii.

Daca incarcarea rulmentilor este egala (axa petei de contact pneu-cale este la mijlocul

distantei dintre rulmenti), acestia pot fi identici, asa cum se vede din figura 2.51

4

4. Determinate pozitia centrului de ruliu pentru puntea fractionate cu mechanism

patrulater cu bratul inferior transversal si bratul superior longitudinal

Fig.5.13.Centrul de ruliu pentru puntea fractionata cu mecanism patrulater cu bratul

inferior transversal si bratul superior longitudinal cu axa de oscilatie inclinata cu α fata

de Oy.

Observatie: Cu cat unghiul de inclinare α este mai mare cu atat inaltimea centrului de

ruliu este mai mare.

Centrul de ruliu poate fi determinat prin metode geometrice potrivit teoremei celor

celor trei centre instantanee de rotatie daca se neglijeaza elasticitatile pneurilor si ale

articulatiilor. In acest caz el poate fi considerat o caracteristica constructiva a cinematicii

mecanismului puntii, care poate fi folosita pentru compararea puntilor. Metoda porneste de la

premiza ca in miscarea de ruliu rotile automobilului nu aluneca transversal pe cale, ci se

inclina prin rotire in jurul punctelor lor de contact cu calea. Astfel punctul de contact roata –

cale devine centrul instantaneu de rotatie in plan transversal al rotii fata de cale. Determinarea

centrului de ruliu inseamna astfel detreminarea centrului instantaneu de rotatie al caroseriei in

raport cu calea. Centrul de ruliu determinat prin metoda celor trei centre instantanee de rotatie

depinde numai de cinematica puntii, adica de factorul constructiv principal al puntii, deci el

poate fi denumit centrul constructiv de ruliu al puntii.

5

5. Calculul puntii motoare duble rigide cu balansier(schema si ecuatii)

Fig.6.3.Modelul de calcul pentru fortele din barele de reactie ale mecanismului

balansier.

Se considera puntea motoare dubla cu balansier cu cate doua bare de reactie

pentru fiecare roata (solutia cea mai utilizata). Fiecare punte se dimensioneaza dupa

metoda de la subcapitolul precedent, considerandu-se ca sarcina statica este G2/2, unde

G2 este sarcina statica pe balansier.

Fortele din barele de reactie se determina folosind modelul din figura 6.3.

Echilibrul separat al celor doua punti, neglijand momentele de rezistenta la rulare,

conduce la ecuatiile:

'

2

'''''

2 bbb hXhhX si ''

2

''''

2 bbb hXhhX (6.13)

''

3

''''

3 bbb hXhhX si '

3

'''''

3 bbb hXhhX (6.14)

Inlocuind reactiunile tangentiale X2 si X3 cu expresiile lor la limita de aderenta,

se pot determina fortele care solicita barele de reactie. Solicitarea principala este

compresiunea, respectiv flambajul. Calculul se face pentru regimul tractiuni si al

franarii.

In regimul deraparii, reactiunile laterale pot fi preluate fie de arcul lametar daca

capetele lui sunt ghidate transversal pe glisiera de pe grinda puntii, fie de cate un brat

triunghiular central pe fiecare punte care inlocuieste barele de reactie superioare.

6

6. Caracteristica elastica a suspensiei

Fig.7.4.Caracteristica elastica 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.

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:

7

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.

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.

8

7. Prezentati si comentati schema constructive a sistemului de directie cu

mechanism de actionare pinion-cremaliera si schemele de dispunere a acestui

mechanism

Pentru puntile din fata fractionate ale autoturismelor si ale autoutilitarelor

usoare, folosirea mecanismului de actionare pinion cremaliera este avantajoasa

deoarece se simplifica constructia sistemului de directie, prin integrarea mecanismului

in transmisia directiei (tija cremaliera are rolul barei de conexiune). Este necesar insa

un spatiu transversal pentru montarea mecanismului de actionare. Schema constructiva

a unui sistem de directie cu mecanism pinion-cremaliera este prezentata in figura 1.10.

Fig.1.10.Schema constructiva a sistemului de directie cu mecanism de actionare pinion-

cremaliera: 3-levierele fuzetelor; 7-articulatii sferice cu tija cremaliera; 8-tija cremaliera.

Montarea mecanismului pinion-cremaliera depinde de ampasarea grupului motor-

transmisie, de constructia puntii din fata, de traseul posibil pentru arborele volanului. In plan

vertical cremaliera poate fi montata sub axa rotilor, in planul axei rotilor, sau deasupra axei

rotilor. In plan orizontal cremaliera poate fi montata in spatele axei rotilor si levierele

fuzetelor dispuse spre fata, in fata axei rotilor si levierele fuzetelor dispuse spre spate, sau

putin in fata axei rotilor si levierele fuzetelor dispuse spre fata, asa cum se vede in figura 1.12.

9

Fig.1.12.Montarea mecanismului pinion-cremaliera in plan orizontal.

10

8. Trapezul de directive

Trapezul de directie

Fig.1.47.Definirea trapezului de directie posterior prin metoda grafica

Trapezul de directie este un trapez isoscel, situat cel mai adesea in spatele axei rotilor

si are dimensiunile din figura 1.47. S-a demonstrat ca lungimea levierelor de fuzeta l

influenteaza putin legea de transmitere a trapezului, astfel incat acestea se pot alege

constructiv cu relatiile:

l = (0,12…0,20)b; l = (0,16…0,18)b; l = (0,14…0,16)b (1.16)

Ramane practic un singur parametru principal cu influenta mare asupra legii de

transmitere a trapezului, unghiul θ dintre leviere si axa rotilor.

Daca prelungirile levierelor de fuzeta se intersecteaza pe axa puntii din spate (conditia

lui Jeantaud) in punctul A’, se respectata aproximativ relatia (1.14). Aceasta constructie este

recomandabila pentru automobile scurte cu L/E ≤ 1,6 (E este ecartamentul).

11

Daca prelungirile levierelor de fuzeta se intersecteaza in punctul A situat la distanta

0,7L de axa rotilor din fata, se obtine un trapez de directie convenabil pentru automobile care

circula pe autostrazi unde se intalnesc numai viraje largi.

Valoarea unghiului θ se poate determina in functie de unghiurile maxime de bracare

ale rotilor de directie cu relatia:

maxmax

maxmax

coscos2

sinsin

ie

eictg

(1.17)

Dupa determinarea elementelor trapezului de directie, precizia cinematicii sale se

verifica pe cale grafica sau analitica. Verificarea grafica consta in realizarea la scara a

schemei cinematice din figura 1.49 pentru diferite unghiuri de bracare si compararea cu

unghiurile de bracare care verifica conditia virarii corecte. Eroarea trapezului de directie se

calculeaza cu relatia:

itii (1.18)

unde γi este unghiul realizat, γit este unghiul necesar, la un anumit unghi γe .

Fig.1.49.Schema pentru verificarea grafica a parametrilor trapezului de directie

Daca se utilizeaza trapez de directie cu bara transversala fractionata (levier central,

patrulater central etc.), exista posibilitati mult mai mari de coincidenta a cinematicii teoretice

cu cea reala.

12

9.Ce reprezinta figurile de mai jos?.constructie si functionare.

In figura 2.8 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare

hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24).

Fig.2.8.Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica

pentru un autoturism: 1-piston; 2-segmentul elastic al pistonului; 3-garnituri de

etansare; 4-limitator; 5-taler suport; 6-sabot; 7 si 8-articulatie cu excentric pentru

reglarea jocului tambur-sabot; 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler; 10-

actionarea franei de mana; δ’- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul

prescris dintre sabot si tambur.

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive: garniturile de

frictiune sunt lipite; sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu; sabotii sunt

mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe

sabot si ancorat de taler; reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata

prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al

pistonului cu cursa dintre piston si segment, manuala prin sistemul cu excentric din

articulatia sabotului); sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza

cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga, tija impingatoare si

parghia lunga articulata de sabotul din dreapta.