TRANSMISII

Ion TABACU

TRANSMISII MECANICE PENTRU

AUTOTURISME

Editura Tehnică Bucureşti - 1999

ISBN 973-31-1340-9

PREFAŢĂ

Utilizarea automobilului se face pe diverse drumuri, în limite foarte largi de variaţie a vitezei de deplasare şi a greutăţii încărcăturii transportate. In aceste condiţii autopropulsarea automobilului, datorată energiei mecanice primite de roţile motoare de la motorul automobilului, este posibilă când se realizează concordanţă între necesarul de momente şi puteri, necesar care este în funcţie de condiţiile în care este utilizat automobilul şi oferta de momente şi puteri, ofertă făcută de motor. Interfaţa dintre sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare) este constituită de transmisie.

Faţa de simpla autopropulsare, progresul tehnic şi tehnologic din construcţia de automobile oferă în ultimii ani o nouă viziune asupra automobilului: automobilul economic şi ecologic. In aceste circumstanţe transmisia, ca interfaţă între motorul termic al automobilului şi roţile motoare, trebuie să “ajute” motorul cu ardere internă pentru a se încadra în limitele impuse pentru consumul de combustibil, pentru emisia de substanţe nocive din gazele de evacuare, pentru zgomot etc.

Din punct de vedere al pieţei de desfacere a automobilelor se remarcă orientarea clară spre o piaţă condusă de cumpărător, în care competiţia a devenit acerbă prin intrarea în joc a unor firme extrem de agresive şi de puternice financiar. A rezultat în mod direct creşterea importanţei sectorului tehnic şi de concepţie al firmelor auto, care trebuie să genereze modele cât mai performante din punct de vedere timp de apariţie pe piaţă, preţ, calitate, fiabilitate în exploatare.

Pentru corelarea tuturor cerinţelor enunţate mai înainte studiul transmisiei unui automobil trebuie privit din două puncte de vedere: în ansamblu pentru sporirea performanţelor impuse de utilizarea automobilului şi pe subansamble pentru rezolvarea unor probleme tehnice specifice.

Dintre tipurile de transmisii –mecanice, hidraulice sau electrice–- transmisia mecanică, caracterizată de mase şi dimensiuni reduse, costuri mici de fabricaţie şi utilizare, funcţionare cu randamente ridicate, întreţinere simplă, nepretenţioasă, s-a impus la marea majoritate a autoturismelor. Recentele dezvoltări de transmisii mecanice pentru autoturisme, beneficiind de suportul unor industrii conexe –informatică, electronică, mecatronică– au atins performanţele de confort în conducere oferit de celelalte tipuri de transmisii, fără a se influenţa substanţial costurile, acestea fiind menţinute cu mult sub cele ale modelelor similare echipate cu transmisii hidraulice sau electrice.

Mediul concurenţial, cerinţele legislative şi de protecţie a mediului, gusturile clienţilor, au impus scurtarea în ultimii 20 de ani a timpului alocat pentru dezvoltarea unui nou model de automobil de la circa 70 de luni la circa 30

Prefaţă 6

luni. Pentru a se atinge asemenea performanţe, pe lângă suportul oferit de dotarea cu echipamente şi aplicaţii software, este evidentă şi o repoziţionare a personalului angajat în conceperea unui nou model, ţinând cont de mijloacele avute la dispoziţie. Dacă în trecut o mare parte a timpului era alocată construirii fiecărui proiect “de la zero”, fără a exista posibilitatea utilizării rapide a variantelor existente, acum este posibilă dezvoltarea unui nou model pornind de la variantele deja existente. Facilităţile oferite de produsele informatice permit tocmai definirea unui număr mare de variante constructive, pentru a se putea alege în final varianta optimă. În acest context trebuie sublinat faptul că utilizatorul trebuie să posede, în afara cunoştintelor specifice utilizării produselor hardare şi software, cunoştinţe din domeniul construcţiei şi calculului de automobile.

Inscriindu-se în acest context, lucrarea Transmisii mecanice pentru autoturisme, bazată pe o documentare în actualitatea din domeniul construcţiei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi funcţiile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de soluţii constructive şi elemente de calcul şi proiectare. După primele două capitole de noţiuni introductive şi funcţionarea globală a grupului motopropulsor, sunt prezentate subansamblele transmisiei: ambreiajul, cutia de viteză, transmisia longitudinală şi puntea motoare. Ultimul capitol, destinat tracţiunii integrale, cuprinde: definirea segmentului din industria de autoturisme pentru care soluţia tracţiunii integrale reprezintă o oportunitate pentru creşterea performanţelor, soluţii constructive şi elemente specifice acestor autoturisme. O pondere însemnată este acordată –în cuprinsul cărţii– cunoaşterii, pornindu-se la la funcţiile componentelor transmisiei, construcţiei şi funcţionării diverselor soluţii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a soluţiilor tehnice existente.

Modelele de studiu şi relaţiile matematice stabilite stau la baza calculelor de proiectare a automobilelor, a metodologiilor de încercare ale acestora, precum şi a organizării raţionale a utilizării acestora. Relaţiile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşurează transcrierea lor direct în programe pentru calculatoare electronice.

Lucrarea este destinată, în primul rând, specialiştilor formaţi care lucrează în domeniul construcţiei şi utilizării automobilelor şi studenţilor de la specializările de autovehicule rutiere. În acelaşi timp, prin conţinutul informativ al majorităţii capitolelor, cartea este utilă personalului din staţiile de întreţinere şi service pentru autoturisme precum şi publicului larg, dornic de informaţii legate de autoturismul dorit.

Piteşti, 17 aprilie 1999

Autorul

MECHANICAL TRANSMISSIONS FOR AUTOMOTIVES

Based on documentation in the newest achievements of automotive engineering, this technical work consisting in seven chapters makes an approach over the aspects of the transmission and component subassembly functions, presentation of constructive solutions and calculus and design elements. After the first two chapters consisting in introduction notions and global function of propulsive assembly, there are presented the “classical” mechanical transmission subassemblies in the succession of power flow motion in order to achieve self-propulsion: clutch, gear-box, longitudinal transmission and drive axle. The last chapter, dedicated to integral transmission, contains an analysis of automotive types with a certain increase of performances by using integral transmission, specific models of integral traction used in motorcars and solution of transmissions for automotive with all wheel drive.

Starting from the functions of transmission components, the work offers a great attention to presentation of construction and functioning of different solutions imposed by automotive industry, indicating estimation criteria for the existing technical solutions. It is also made an algorithmic presentation of calculus relations, facilitating their transformation in programs for computers. This book is helpful for large category of persons, both specialists or becoming specialists in automotive domain and simple readers, wishing to know more about their wished automotive. Content: 1. Introduction /9.2. The functioning of engine – transmission group/ 21. 3. The clutch /35. 4. The gear-box / 89.5. The longitudinal transmission / 182. 6. The power mechanisms of drive axle /199. 7. The integral transmission/ 238. References / 299.

Lucrarea, bazată pe o documentare în actualitatea din domeniul construcţiei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi funcţiile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de soluţii constructive şi de elemente de calcul şi proiectare. După primele două capitole de noţiuni introductive şi de funcţionare globală a grupului motopropulsor, sunt prezentate, în succesiunea parcurgerii lor de către fluxul de putere pentru autopropulsare, subansamblele transmisiei mecanice “clasice”: ambreiaj, cutie de viteze, transmisie longitudinală şi punte motoare. Ultimul capitol, destinat tracţiunii integrale, cuprinde, după o analiză a categoriilor de autoturisme la care prin tracţiune integrală se crează o posibilitate certă de sporire a performantelor, construcţii specifice tractiunii integrale la autoturisme şi soluţii de transmisii pentru automobile cu tracţiune integrală.

O pondere însemnată se dă –în cuprinsul cărţii– cunoaşterii, pornindu-se la la funcţiile componentelor transmisiei, construcţiei şi funcţionării diverselor soluţii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a soluţiilor tehnice existente. Relaţiile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşurează transcrierea lor direct în programe de calcul automat pentru calculatoare electronice. Cartea este utilă unei categorii foarte largi de persoane începâd cu specialişti formaţi sau în formare în domeniul automobilelor şi până la publicului larg, dornic de informaţii legate de autoturismul dorit.

CUPRINSUL

1. NOŢIUNI INTRODUCTIVE …………………………………...……..………… 9 1.1. Automobilul: definiţii, clasificare, organizare ……...………………..………. 9 1.1.1. Definiţii, clasificări ………………………………….………………... 9 1.1.2. Compunerea generală a automobilelor ………………..……………… 10 1.1.3. Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor ……...….………... 11 1.2. Motoare pentru automobile……………………………...…...………...……... 15 1.2.1. Motorul, sursă de energie pentru autopropulsare……………………... 15 1.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii externe…………………………… 19

2. FUNCŢIONAREA GRUPULUI MOTOR-TRANSMISIE…………...……...… 21 2.1. Definirea transmisiei……………………………………………..…...………. 21 2.2. Funcţionarea globală a grupului motopropulsor……………………..……..… 25 2.3. Condiţii de determinare a rapoartelor de transmitere ale transmisiei ……..…. 27 2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de dinamicitate… 28 2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de funcţionare

economică ………………………………..……………………...……. 29 2.3.3 Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de optimizare a

performanţelor dinamice şi de consum…………………………...…… 323. AMBREAIAJUL………………………………………………………………..…. 35 3.1. Generalitaţi………………………………………………………………...….. 35 3.1.1. Necesitatea ambreiajului la pornirea din loc a automobilului…….…... 37 3.1.2. Necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din cutia de viteze…. 40 3.1.3. Ambreiajul, dispozitiv de siguranţă al grupului motopropulsor………. 43 3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea vibraţiilor de

torsiune între motor şi transmisie ……………………………...…...…. 45 3.1.5. Cerinţele ambreiajului ……………………………....…………..…….. 46 3.2. Construcţia ambreiajelor mecanice……………………………...…..………... 47 3.2.1. Soluţii constructive de ambreiaje mecanice ……………...………….... 50 3.2.2. Elemente constructive ale ambreiajelor mecanice ………...………….. 51 3.2.3. Sistemul de acţionare a ambreiajului ………………………..….…….. 63 3.3. Elemente de calculul ambreiajelor…………………………………...……….. 71 3.3.1. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului…..…………...…... 71 3.3.2. Dimensionarea garniturilor de frecare …………………………...…… 73 3.3.3. Calculul arcurilor de presiune ……………………………………….... 74 3.4. Calculul părţilor conducătoare şi conduse ale ambreiajului..…………...…….. 80 3.4.1. Calculul părţii conducătoare ……………………………………...…... 80 3.4.2. Calculul părţii conduse ………………………………..…………..….. 83 3.5. Calculul sistemului de acţionare a ambreiajului …………………………...…. 85 3.5.1. Dimensionarea cinematică a sistemelor de acţionare ……………..….. 85

4. CUTIA DE VITEZE………………………………………..…………….……….. 89 4.1. Generalităţi……….…………………………………..…………………...…... 89 4.2. Cutii de viteze mecanice în trepte…………………………….……………..... 90 4.2.1. Organizarea mecanismului reductor al cutiilor de viteze…………..…. 90 4.2.2. Elemente constructive ale mecanismului reductor ………………..….. 100 4.2.3. Mecansime de cuplare a treptelor …………………………………...... 109

Cuprinsul 8

4.2.4. Carterul cutie de viteze……………………………………………..…. 120 4.2.5. Ungerea cutiei de viteze ………………………………………..…….. 123 4.2.6. Sistemul de acţionare al cutiei de viteze în trepte ………………..…... 125 4.3. Cutii de viteze planetare………………………………………..………...…… 137 4.3.1. Noţiuni generale despre mecanismele planetare.….……………..….… 137 4.3.2. Construcţia cutiilor de viteze planetare……………………………...… 141 4.4. Transmisii mecanice cu variaţie continuă a raportului de transmitere ……...... 144 4.4.1. Generalităţi…………………………………………………………..... 144 4.4.2. Tipuri constructive de transmisii mecanice continui…………….…..... 147 4.5. Elemente de calculul cutiilor de viteze……………………………………...… 158 4.5.1. Dimensionarea angrenajelor………………………………………..…. 158 4.5.2. Dimensionarea arborilor…………………………………………..…... 176 4.5.3. Calculul pentru alegerea lagărelor………………………………...…... 179

5. TRANSMISIA LONGITUDINALĂ………………………..……………………. 182 5.1. Generalităţi…………………..……………………………………………...… 182 5.2. Cinematica transmisiilor longitudinale………………………………..……… 184 5.2.1. Cinematica transmisiei cardanice……….…………………………...… 184 5.3. Construcţia transmisiei longitudinale.…...…………………………………..... 188 5.3.1. Cuplaje unghiular cardanice……………………………………..……. 189 5.3.2. Arbori cardanici…………………………………………………...…... 191 5.4. Elemente de calculul transmisiei longitudinale……………………………..... 194

6. MECANISMELE DE PUTERE ALE PUNŢII MOTOARE ...……..………..… 199 6.1. Generalităţi ………………………………….……………………………...… 199 6.2. Transmisia principală………………………………………………………..... 200 6.2.1. Construcţia transmisiei principale…………………………………...… 201 6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale…………………………... 210 6.3. Diferenţialul ………………………………………………………………….. 218 6.3.1. Necesitatea diferenţialului ca mecanism al punţii motoare………….... 218 6.3.2. Cinematica şi dinamica diferenţialului………………………………... 222 6.3.3. Construcţia diferenţialului…………………………………………...… 225 6.3.4. Elemente de calculul diferenţialului…………………………………... 226 6.4. Transmisiile transversale……………………………………….……………... 229 6.4.1. Tipuri constructine de transmisii transversale………………………… 229 6.4.2. Cuplaje unghiulare………………………………………………….…. 230 6.4.3. Cuplaje unghiular-axiale………………………………………….…… 233 6.4.4. Transmisii universale……………………………………………..…... 236

7. TRACŢIUNEA INTEGRALĂ…………………………………………………… 238 7.1. Influenţa organizării tracţiunii asupra performanţelor…………………...…… 238 7.1.1. Condiţiile de rulare ale roţilor motoare………………………...……… 238 7.1.2. Limite de oportunitate în adoptarea tracţiunii integrale…………..…... 241 7.1.3. Limitarea performanţelor prin soluţia tehnică de realizare a tracţiunii.. 248 7.2. Diferenţiale blocabile şi autoblocabile……………………………………….. 267 7.2.1. Diferenţiale blocabile……………………………………………….…. 269 7.2.2. Diferenţiale autoblocabile……………………………………………... 270 7.3. Distribuitoare şi reductoare distribuitoare………………………………….…. 282 7.4. Mecanisme de rulare liberă …………………………………………………... 290 7.5. Transmisii 4x4 ………………………………………..………………………. 291

BIBLIOGRAFIE…..……………………………………………..………………... 299

1

NOTIUNI INTRODUCTIVE

1.1. Automobilul: definiţii, clasificare, organizare 1.1.1. Definiţii, clasificări

Autovehiculul este un vehicul rutier care se poate deplasa prin mijloace proprii de propulsie – autopropulsare – pe drumuri amenajate sau în afara drumurilor amenajate.

Autovehiculul pe roţi este autovehiculul suspendat elastic pe cel puţin trei roţi şi serveşte pentru transportul persoanelor şi al bunurilor, pentru tractarea unor vehicule fără mijloace proprii de propulsie şi pentru efectuarea de servicii speciale.

Automobilul este un autovehicul pe roţi care este prevăzut cu o suprastructură numită caroserie, prin care i se defineşte o anumită destinaţie.

Automobilele destinate transportului de persoane, care au o capacitate de cel mult opt locuri, se numesc autoturisme.

Clasificarea autoturismelor se face după o serie de criterii, dintre care mai des întâlnite sunt următoarele:

- după forma caroseriei: cu caroserie închisă (berlina, cupeu, coach, sedan,limuzină, VAN), cu caroserie deschisă (faeton, roadster) şi cu caroserie decapotabilă;

- după capacitatea cilindrică a motorului: de la motoare de foarte mic litraj (AFML) până la motoare de capacităţi mari şi foarte mari (GT);

- după tipul motorului: cu motor termic – cu aprindere prin scânteie (cu carburator sau cu injecţie de benzină), cu aprindere prin comprimare, turbine cu gaze, cu reacţie– sau cu motor electric;

-după capacitatea de trecere, care caracterizează capacitatea automobilului de a se deplasa pe diferite categorii de drumuri sau în teren, în afara drumurilor, se deosebesc: cu capacitate normală de trecere (pot circula pe orice categorie de drumuri), cu capacitate mărită de trecere (pot circula şi în afara drumurilor).

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME 10

1.1.2. Compunerea generală a automobilelor Automobilul este o unitate constructiv–funcţională compusă din mai multe

ansambluri, subansambluri şi mecanisme ce pot fi grupate astfel: motor, transmisie, sisteme de conducere, sisteme de susţinere şi propulsie şi suprastructură.

Motorul, care constituie sursa energetică a automobilului, transformă energia chimică a combustibilului folosit în energie mecanică necesară autopropulsării automobilului. Influenţa motorului asupra automobilului se manifestă atât prin parametrii energetici ai fluxului de putere oferit, cât şi prin tipul şi modul de amplasare pe automobil.

Transmisia, care asigură, prin mişcare de rotaţie, transferul fluxului de putere al motorului la roţile motoare ale automobilului, realizează adaptarea puterii motorului la condiţiile autopropulsării automobilului. Pentru aceasta transmisia cuprinde: ambreiajul, cutia de viteze, transmisia longitudinală şi mecanismele punţii motoare (transmisia principală, diferenţialul şi transmisiile la roţile motoare). Transmisiile automobilelor pot fi: mecanice, hidromecanice, hidraulice şi electrice. Dintre aceste transmisii cele mai răspândite la autoturisme sunt transmisiile mecanice, care acoperă peste 95% din numărul autoturismelor actuale. Sistemele de conducere, care asigură controlul activ al conducătorului asupra traiectoriei de deplasare, includ sistemul de direcţie şi sistemul de frânare. Sistemul de direcţie permite, prin oscilaţia roţilor în plan orizontal, modificarea traiectoriei şi conservarea mersului rectiliniu atâta timp cât nu se exercită o acţiune voluntară de schimbare a direcţiei de deplasare. Controlul conducătorului asupra vitezei de deplasere se face prin sistemul de frânare. Controlul asupra frânării presupune: posibilitatea de reducere a vitezei până la oprirea automobilului, evitarea accelerării automobilului la coborârea pantelor şi menţinerea automobilului oprit pe oricare din căile pe care se poate autopropulsa. Sistemele de conducere, ca sisteme de siguranţă activă ale automobilului, condiţionează prin calităţile lor posibilităţile de utilizare ale automobilului. Sistemele de susţinere şi de propulsie, care asigură suspendarea elastică şi cu amortizare a masei automobilului faţă de cale şi transformarea mişcării de rotaţie a roţilor, primită prin intermediul transmisiei de la motor, în mişcare de translaţie a masei automobilului de-a lungul traiectoriei de conducere, se compun din suspensie, punţi şi roţi. Suprastructura automobilului, care asigură îndeplinirea funcţionalităţii automobilului şi asigurarea confortului mersului în automobil, este formată din caroserie şi instalaţii şi echipamente auxiliare. Caroseria, amenajată în funcţie de tipul şi de destinaţia automobilului, cuprinde spaţii pentru transportul persoanelor, spaţii pentru bagaje şi spaţii pentru dispunerea motorului şi a unor părţi din transmisie. Pentru asigurarea cerinţelor specifice de confort şi pentru creşterea siguranţei active şi pasive a automobilului, acesta este prevăzut cu o serie de instalaţii şi echipamente auxiliare.

Noţiuni introductive

11

1.1.3.Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor

Motorul -maşina de propulsie- şi transmisia formează grupul (echipamentul) motopropulsor. Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor constituie caracteristici de bază în aprecierea calităţilor de utilizare ale automobilelor.

Grupul motopropulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a automobilului, sau poate fi grupat într-un singur loc. In funcţie de poziţia relativă dintre axa longitudinală a automobilului şi axa de rotaţie a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru autoturisme, prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după soluţiile 4x2 sau 4x4; prima cifră indicând numărul roţilor iar cea de-a doua pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate. In tabelul 1.1 sunt prezentate principalele soluţii de organizare şi dispunere a grupului motopropulsor în cazul autoturismelor.

Pentru automobilele cu o punte motoare de tipul 4x2, organizarea transmisiei este făcută în următoarele trei soluţii: clasică, totul faţă şi totul spate.

a. Soluţia “clasică”, (poziţia a1, tabelul 1.1), presupune dispunerea motorului în partea din faţă a automobilului şi puntea motoare în spate, situaţie în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare şi motor amplasat longitudinal în faţă reprezintă de foarte mult timp schema ideală de organizare. Ambreiajul şi cutia de viteze sunt amplasate longitudinal, între motor şi puntea motoare putând forma un ansamblu compact fie cu motorul, fie cu puntea motoare. Ideea grupării într-un ansamblu compact a motorului cu ambreiajul şi cu cutia de viteze a fost preferată de constructorii de automobile ce aveau în fabricaţie propriile motoare. Ea datează încă din anul 1903 şi a fost realizată în Germania de Adler. Este cea mai răspândită soluţie actuală. În aceeaşi perioadă, 1901- 1904 în Anglia, Clyde, ce nu fabrica motoare, a preferat regruparea cutiei de viteze cu puntea motoare. Soluţia a fost reluată de Daimler (1912) şi Singer (1913) din Anglia, Pontiac (1961) din SUA, Alfa Romeo (1972) în Italia şi Volvo (1976) în Olanda. În cazul grupării ambreiajului şi cutiei de viteze cu motorul, cutia de viteze este organizată clasic, după soluţia cu trei arbori; o excepţie o reprezintă autoutilitarele uşoare, derivate din autoturisme de clasă medie, care păstrează organizarea cutiei de viteze cu doi arbori, pe care o au acestea. În cazul grupării ambreiajului şi cutiei de viteze cu puntea motoare, cutia de viteze dispune, frecvent, de doi arbori (ex: Alfa 90, Volvo 340/ 360). Gruparea într-un bloc comun, amplasat în faţă, a motorului, ambreiajului şi cutiei de viteze reprezintă cea mai favorabilă soluţie din punct de vedere a repartiţiei sarcini pe punţi; în plus comanda vitezelor poate fi directă şi precisă.


4x4

a 4

b 4

“Tot

ul sp

ate”

a 3

b 2

“Tot

ul faţă

”

a 2

b 1

Org

aniz

area

tracţiu

nii

4x2

“Cla

sică

”

a 1

Tabe

lul 1

.1

Org

aniz

area

şi d

ispu

nere

a gr

upul

ui m

ot-p

ropu

lsor

D

ispu

nere

a m

otor

ului

Long

itudi

nal

Tran

sver

sal


13

Avantajele principale ale soluţiei clasice sunt: bună repartiţie a sarcinii pe punţi; încărcare favorabilă a punţii spate la demaraj şi la urcarea pantelor; răcire îmbunătăţită a motorului; uzură relativ identică a roţilor punţii faţă (directoare) şi a celor din spate (motoare); comenzi simple şi precise ale motorului şi cutiei de viteze.

Conferind automobilului calităţi constructive de supravirare, care reprezintă un caracter de mers instabil pe traiectorie, necesită fie îndemânare deosebită în conducere, fie soluţii constructive suplimentare pentru corectarea caracterului de supravirare. Soluţia este limitată la automobile echipate cu puteri medii sau mari şi prezintă avantajul încărcării dinamice la demarare a punţii spate, cu consecinţe favorabile asupra capacităţii dinamice de trecere.

b. Soluţia “totul faţă”, (poziţiile a2 şi b2, tabelul 1.1), se obţine prin gruparea grupului motopropulsor în vecinătatea roţilor faţă, care sunt şi roţi motoare. Realizarea unui ansamblu motopropulsor sub forma unui grup compact amplasat în faţă datează de la începutul anilor '30. Acest mod de organizare a fost conceput de inginerul Lepicard, care l-a aplicat în Anglia, pe automobilul Derby, în anul 1931. Acest mod de organizare este răspândit în domeniul autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare cu caroserie autoportantă. Avantajele soluţiei totul faţă sunt: posibilitatea utilizării caroseriilor autoportante; comportament favorabil pe căi de aderenţă scăzută; Dispunerea transversală a motorului (pozitia b2, tabelul 1.1), constituie o etapă importantă în concepţia şi organizarea transmisiei. Ea a fost o consecinţă a reorganizării generale a automobilului modern, pentru a satisface într-un mod optim compromisul între cerinţele: confort - economicitate - preţ de fabricare- întreţinere etc. Ca şi în cazul tracţiunii faţă cu motor longitudinal, motorul şi transmisia sunt înglobate unui ansamblu mecanic numit grup motopropulsor transversal. Această formulă de organizare oferă următoarele avantaje: reducerea dimensiunilor compartimentului motor, ceea ce favorizează, pentru o aceeaşi lungime a ansamblului automobilului, o organizare optimă a salonului pentru pasageri şi a compartimentului pentru bagaje; posibilitatea reducerii consolei faţă şi, prin aceasta sporirea capacităţii de virare a automobilului, mai ales in spatii înguste, specifice zonelor urbane; îmbunătăţirea aerodinamicii automobilului prin reducerea restricţiilor privind forma frontală a acestuia; utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric, ce avantajează randamentul transmisiei şi nu implică reglaje pretenţiose şi costisitoare aşa cum se face în cazul angrenajelor conice hipoide. Cumularea acestor avantaje justifică amplasarea pe care a luat-o această soluţie în anii '70, soluţie care a fost generalizată după anul 1980 la autoturismele de clasă mică şi medie şi la autoutilitarele uşoare. Amplasarea unui grup motopropulsor compact, transversal, se realizează, în funcţie de poziţia motorului faţă de cutia de viteze, în două variante: • motor şi cutie de viteze suprapuse; •motor şi cutie de viteze în prelungire.


Prin amplasarea cutiei de viteze sub motor, cu axele paralele cu axa arborelui cotit, s-a putut realiza un grup motopropulsor cu un gabarit minim în lungime. Această soluţie de amplasare a motorului pentru tracţiunea faţă era singura compatibilă la acea dată cu structura caroseriei în zona compartimentului motor şi a punţi motoare, care putea fi adaptată unui autoturism foarte compact. Promotor al acestei variante de organizare a grupului motopropulsor este Alec Isigonis, care a conceput-o în anul 1956 pentru autoturismul Mini Austin comercializat în Anglia după anul 1959. *(Inspirată probabil de "motoblocul" francezului Schandel, conceput în anul1898 şi fabricat în anul 1901, la Bordeaux). Pe baza acestei scheme de organizare au apărut primele autoturisme Peugeot (model 204) cu tracţiune faţă, în anul 1965, sub conducerea ing. Dangauthier. Firma Peugeot a îmbunătăţit ulterior construcţia pentru modelul 304 (1970) şi 104 (1972) apoi 205. Acest grup motopropulsor transversal compact a fost fabricat timp de 20 de ani şi a echipat, după anul 1976, autoturismul Citroen (Visa-Super) şi Renault (R14). Cutia de viteze a ansamblului este cu doi arbori, similară cu cea de la organizarea soluţiilor clasice de acest tip. Elementele specifice acesteia sunt legăturile cu motorul şi cu puntea motoare. Transmiterea mişcării de la axa arborelui cotit al motorului, prin intermediul ambreiajului, către arborele primar al cutiei de viteze se realizează printr-un angrenaj de roţi dinţate. Amplasarea iniţială a angrenajului de transfer motor-cutie între motor şi ambreiaj, care a permis automatizarea transmisiei prin echiparea ansamblului cu un hidroconvertizor (caracterizat de gabarit mare) a fost abandonată în varianta evoluată. La noua soluţie, constructorul francez a preferat montajul clasic pentru ambreiaj, ceea ce avantaja, între altele, şi descărcarea palierului spate al motorului. Dispunerea motorului şi a cutiei de viteze într-un carter comun presupune utilizarea unei ungeri comune, dificilă de realizat în mod optim, deoarece cerinţele pentru uleiul din motor şi cele pentru uleiul din cutia de viteze sunt foarte diferite. Varianta de realizare a grupului motopropulsor compact prin etajarea motorului şi cutiei de viteze este aplicată şi în cazul unor transmisii automate. Transferul mişcării de la motor, prin hidroconvertizor, la arborele de intrare în cutia de viteze planetară se face printr-un lanţ silenţios, multilamelar. Prima soluţie de grup motopropulsor organizat cu motorul şi cutia de viteze în prelungire a fost realizat în anul 1964, sub conducerea ing. Giacosa, pentru echiparea autoturismului Primula. Aplicarea în producţia de serie mare a început în anul 1971 când a fost adoptată de Fiat pentru modelul 127 şi, ulterior pentru modelul 128. Avantajele acestui mod de montare, faţă de precedenta soluţie, sunt legate de: flexibilitatea la montarea unor motoare de capacităţi cilindrice diferite; utilizarea aceloraşi motoare la amplasarea transversală şi longitudinală.


15

Ansamblul motor-ambreiaj-cutie de viteze-transmisie principală-diferenţial, realizat în această manieră, este caracterizat de: • montarea transversală pe automobil se face cu motorul în partea dreaptă, în faţa punţii faţă, majoritatea cazurilor având transmisie principală simplă;

• organizarea cutiei de viteze presupune utilizarea a doi sau trei arbori paraleli; dacă structura cutiei de viteze cu doi arbori, cea mai răspândită astăzi, se păstrează de la montarea longitudinală, cea cu trei arbori este nouă: un arbore primar şi doi arbori secundari montaţi de o parte şi de cealaltă a acestuia; • poziţia diferenţialului este deplasată faţă de axa longitudinală către stânga (faţă de postul de conducere), ceea ce determină lungimi diferite pentru transmisiile transversale.

Soluţia cu răspândirea cea mai mare la autoturisme, peste 80% din tipurile actuale de autoturisme, conferă automobilului un caracter constructiv de subvirare, care reprezintă un caracter autostabilizant pe traiectorie, astfel încât conducerea nu presupune o calificare şi îndemânare deosebită din partea conducătorului.

c. Soluţia “totul spate”, (poziţiile a3 şi b3, tabelul1.1), se obţine prin gruparea grupului motopropulsor în vecinătatea roţilor spate, care sunt şi roţi motoare. Soluţia, avantajoasă valorificării fluxurilor mari de putere prin încărcarea suplimentară statică şi dinamică a punţii din spate în regimul demarării, se întâlneşte la autoturisme cu caracteristici sportive. Modul de dispunere a motorului, longitudinal sau transversal, este dependent, în principal, de modul de organizare judicioasă a volumului interior

d. La soluţia 4x4, sau “cu tracţiune integrală” ( poziţiile a4 şi b4, tabelul 1.1), dispunerea motorului se face în partea din faţă, iar antrenarea ambelor punţi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Soluţia, iniţial dezvoltată pentru automobilele cu capacitate mărită de trecere, prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roţile automobilului, ameliorându-se calitătile de tracţiune, mai ales în teren greu, unde se reduce riscul patinării roţilor. In plus, la “frânarea cu motorul”, forţele de frânare se repartizează pe toate cele patru roţi, ceea ce oferă avantaje în special la frânarea pe căi alunecoase.

1.2. Motoare pentru automobile 1.2.1. Motorul, sursa de energie pentru autopropulsare

In procesul autopropulsrii automobilului, asupra acestuia acţionează, după direcţia vitezei de deplasare, două tipuri de forţe: - forţe active – forţele care au acelaşi sens cu cel al vitezei de deplasare; - forţe de rezistenţă – forţele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare. Forţele active şi de rezistenţă ce pot acţiona asupra automobilului sunt:


a)forţa de tracţiune – este o forţă activă şi reprezintă acţiunea roţilor motoare asupra automobilului; b)rezistenţa la rulare – este o forţă ce se opune înaintării automobilului şi este determinată de fenomenele ce se produc la rularea roţilor pe calea de rulare; c)rezistenţa aerului – este o forţă ce se opune înaintării automobilului şi este datorată interacţiunii dintre automobilul în mişcare şi aerul considerat în repaus; d)rezistenţa pantei – este o forţă datorată înclinării longitudinale a drumului şi reprezintă o forţă de rezistenţă, la urcarea pantelor, şi o forţă activă la coborârea pantelor; e)rezistenţa la demarare – este o forţă datorată inerţiei automobilului în mişcare şi reprezintă o forţă de rezistenţă în timpul mişcării accelerate şi o forţă activă în regimul mişcării decelerate; f)forţa de frânare – este o forţă de rezistenţă ce reprezintă acţiunea roţilor frânate asupra automobilului. Mişcarea automobilului, consecinţă a acţiunii asupra lui a forţelor prezentate mai înainte, poate fi: -mişcare uniformă (cu viteza constantă); -mişcare accelerată (viteza creşte) – regim numit regimul demarării; -mişcare decelerată (viteza scade); acest regim poate fi realizat prin rulare liberă, când regimul decelerat este datorat încetării acţiunii forţei de tracţiune, şi prin frânare, când regimul decelerat este datorat acţiunii forţei de frânare dezvoltate la roţile automobilului. Autopropulsarea automobilului se datorează energiei mecanice primite de roţile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibilă când oferta făcută de motor este în concordanţă cu necesarul de momente şi puteri, necesar care este în funcţie de condiţiile în care se deplasează automobilul. Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea automobilului se face prin oferta de putere (P) şi de moment (M). Oferta se exprimă în funcţie de turaţia arborelui motor (n), printr-un câmp de caracteristici P=f(n) şi M=f(n), numite caracteristici de turaţie. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica de turaţie la sarcină totală (sau caracteristica externă), care determină posibilităţile maxime ale motorului în privinţa puterii şi momentului la fiecare turaţie din domeniul turaţiilor de funcţionare ale motorului. Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă (m.a.i.), cu piston în mişcare de translaţie. Existenţa unei mari varietăţi de motoare cu ardere internă impune mai multe criterii de clasificare. Cel mai important criteriu, care le diferenţiază din punct de vedere funcţional, constructiv, al performanţelor tehnico-economice şi al exploatarii, este modul de aprindere al amestecului carburant. După acest criteriu motoarele se împart în: -motoare cu aprindere prin scânteie – M.A.S. (Otto); -motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C. (Diesel). In figura 1.1 se prezintă principalele caracteristici ale motoarelor cu ardere internă pentru automobile şi domeniile de utilizare ale motoarelor actuale.


17

Fig. 1.1. Caracteristicile motoarelor actuale pentru automobile:

dependenţele parametrilor: puterea maximă (Pmax)/ cilindree (VH) şi lucrul mecanic (L)/ cilindree (VH) în functie de turaţia puterii maxime (nPmax)

In figura 1.2 sunt reprezentate caracteristicile externe, completate cu curbele consumului specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S) şi, respectiv pentru unul cu aprindere prin comprimare (M.A.C.). Semnificaţia mărimilor marcate în figură este cuprinsă în tabelul 1.2.

a) b)

Fig. 1.2. Forme tipice de caracteristici externe pentru motoare cu ardere internă:

a- M.A.S.; b- M.A.C.


Obţiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în vedere tipul, caracteristicile şi destinaţia automobilului.

Tabelul 1.2 Mărimi semnificative în caracteristica externă

Turaţia Mărimi corespunzătoare pentru: Simbolul Semnificaţia Putere Moment Consum specific

n0 minimă de funcţionare P0 M0 ce o nM de moment maxim PM Mmax - nce de consum specific minim - - ce min nP de putere maximă Pmax MP ce p

nmax maximă de funcţionare Pm Mm - nr de regulator Pr Mr ce r

In condiţii frecvente de utilizare a automobilelor se utilizează aproximativ

40…70 % din posibilităţile oferite de caracteristica externă. Aceasta înseamnă că motorul funcţionează la sarcini parţiale, obţinute prin admisie parţială de combustibil in cilindrii motorului (fig.1.3). Admisiile parţiale de combustibil sunt

comandate de conducător prin modul de acţionare cu piciorul asupra organului de comandă al motorului.

a) b) Fig. 1.3. Caracteristicile de turaţie la sarcini parţiale:

a- M.A.S.; b- M.A.C. 1, 2,...5- poziţii succesive ale organului de comandă al

motorului ( poziţia 1 caracteristica externă)

Caracteristicile parţiale de turaţie se ridică experimental pentru diferite poziţii ale obturatorului sau pentru diferiţi coeficienţi de sarcină (figura 1.3, a). După cum se vede, la sarcini parţiale curbele caracteristice îşi schimbă în parte alura, punctele de maxim sau de minim deplasându-se spre stânga odată cu reducerea sarcinii, locul lor geometric aflându-se pe linia întreruptă. Această deplasare a maximelor şi minimelor este determinată în principal de către variaţia coeficientului de umplere şi de a randamentului mecanic. O consecinţă importantă a schimbării alurii momentului motor o constituie faptul că, la sarcini parţiale, motorul


19

prezintă o capacitate mai mare de adaptabilitate la tracţiune (momentul motor creşte repede la reducerea turaţiei). Caracteristicile de sarcini parţiale pun în evidenţă cel mai mic consum specific de combustibil, produs la circa 80…85% din sarcina totală (curba 2 dintre curbele succesive 1, 2,...5).

La M.A.C., lipsa obturatorului determină creşterea coeficientului de umplere la reducerea sarcinii prin reducerea încărcării termice a motorului. Drept rezultat, toate caracteristicile parţiale ale acestor motoare sunt paralele, după cum se poate observa în figura 1.3,b). Din comparaţia curbelor de consum specific de combustibil pentru M.A.S. şi M.A.C. se constată că, la sarcini parţiale reduse, M.A.C. sunt mult mai economice.

1.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii externe

Dezvoltarea oricărui model de calcul sau de simulare a procesului de autopropulsare a automobilului necesită existenţa unei exprimări analitice a caracteristicii externe a motorului. Pentru un motor existent, caracteristica exterioară se determină pe standul de încercat motoare. In acest caz evaluarea caracteristicii exterioare revine la prelucrarea datelor experimentale obţinute la încercarea pe stand a motorului. După prelucrarea datelor experimentale -conform cu metodologia de încercare- se obţin mai multe puncte semnificative ale dependenţei puterii sau momentului de turaţia arborelui cotit al motorului. O expresie analitică care să evalueze caracteristica pe întreg domeniul este nesatisfăcatoare din punct de vedere al preciziei prelucrării, de aceea se recurge la interpolări cu funcţii “Spline” de ordinul 3.

Fie: (1.1) 33

2210 xCxCxCC)x(f ⋅+⋅+⋅+=

definită pe subintervalelele: [ ] [ ] [ ] [ ]nnii x,x,,x,x,,x,x,x,x 112110 −+ KK cu valorile f(xo), f(x1),…,f(xn). Pentru mărirea preciziei de calcul şi pentru obţinerea unor coeficienţi

polinomiali cu ordin asemănător de mărime se foloseşte forma normată: 3

3

2

210

−⋅+

−⋅+

−⋅+=

N

i

N

i

N

ii x

xxC

xxx

Cx

xxCC)x(p (1.2)

Determinarea celor 4 coeficienţi ai polinoamelor se face impunând: - două condiţii de valori:

pi(xi) = f(xi) şi pi(xi+1) = f(xi+1) (1.3) -două condiţii de racordare (continuitatea şi derivabilitatea funcţiilor de

interpolare vecine in punctele interioare): pi`(xi) = f`(xi) în x=xi şi pi`(xi+1) = f`(xi+1) în x=xi+1 (1.4)

Pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinată pe stand este necesar să se cunoască cel puţin două puncte de pe caracteristica externă şi anume punctele de performanţă: (Pmax, nP) şi (MmaxnM).

Evaluarea analitică a caracteristicii externe se face prin polinomul incomplet de gradul 3 de forma normată:


( )

⋅γ+

⋅β+

⋅α⋅=

32

maxPPP nn

nn

nnPnP (1.4)

Pentru determinarea coeficienţilor polinomiali α, β, γ, la M.A.S., pe baza observaţiilor din figura 1.1 se pot scrie patru ecuaţii:

==

=

=

0'nn

mxnn

P

P

PPP

şi (1.5)

==

=

=

0'nn

maxnn

M

M

MMM

rezultând:

( ) ( ) ( ) 23

;121,

122

,1243 e

aee

e

e

e cc

ccc

cc −

=−⋅

−=γ−⋅

⋅=β

−⋅⋅−

=α (1.6)

unde: P

Me n

nc = este coeficientul de elasticitate al motorului;

P

maxa M

Mc = este coeficientul de adaptabilitate al motorului.

Dependenţa lui ca de ce face ca momentul maxim Mmax obţinut la evaluarea cu forma polinomială redusă (1.4) să fie puţin diferit de valorile indicate. Evaluarea este însă satisfăcătoare, abaterile fiind de maximum 5%.

Folosirea coeficienţilor polinomiali ai motorului cu aprindere prin scânteie pentru evaluare caracteristicii externe a motorului cu aprindere prin comprimare dă rezultate eronate, deoarece, din sistemul general (1.5) lipseşte ecuaţia corespunzătoare condiţiei de putere maximă şi, aşa cum rezultă din figura 1.1,b,) la aceste motoare din cauza limitatorului de turaţie, curba puterii nu ajunge la valoarea de extrem , ca în cazul M.A.S. Lipsa unei ecuaţii din sistemul general impune introducerea coeficientului de adaptabilitate ca parametru al motorului.

0=='

nn PP

Soluţiile devin: ( )

( )( )

( ) ( )222

2

11

,1

12,

112

−

−−=γ

−

−⋅=β

−

−⋅−=α

e

a

e

ae

e

eae

cc

ccc

cccc

(1.7)

Cunoscând dependenţa puterii (P), de turaţia motorului (n), momentul motor

(M), se determină cu relaţia: ω

=PM unde

30n⋅π

=ω reprezintă viteza unghiulară de

rotaţie a arborelui cotit al motorului.

2

FUNCŢIONAREA GRUPULUI MOTOR-TRANSMISIE

2.1. Definirea transmisiei

Funcţionarea automobilului în condiţii din exploatare are loc în limite foarte largi de variaţie ale vitezei de deplasare, ale greutăţii utile şi ale tipurilor şi calităţilor de drumuri. În aceste circumstanţe rezultă că, la roţile motoare ale automobilului, necesarul de forţă de tracţiune şi de putere pentru autopropulsare reprezintă câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător (până la viteza maximă) şi în ordonată forţa la roată (momentul la roată), respectiv puterea la roată, determinate în diverse condiţii de autopropulsare, pe cale orizontală sau înclinată, cu viteză constantă sau variabilă. Conducătorul auto poate acoperi câmpul necesar când grupul moto-propulsor oferă un câmp de caracteristici asemănatoare. Limitele raţionale ale acestui câmp sunt: • viteza maximă - delimitată de puterea maximă de autopropulsare:

maxRv

maxRvmax F

Pv = , (2.1)

unde vmax este viteza maximă a automobilului; PRvmax- puterea necesară autopropulsării cu viteza maximă; FRvmax - forţa la roată necesară autopropulsării cu viteza maximă; • oferta de putere maximă disponibilă la orice viteză, dacă această limită este soluţionată ideal, la valoarea maximă a puterii motorului, se obţine caracteristica ideală: maxRR PvF =⋅ (2.2) • limitarea forţelor de tracţiune prin aderenţa roţilor, când viteza tinde să se anuleze, rezultă din relaţia (2.2) o forţă de tracţiune infinită, imposibil de realizat datorită limitării impuse de aderenţă:

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

22

∑⋅ϕ=≤ ϕ RmaxR ZFF , (2.3)

a) b)

Fig.2.1. Limitele câmpurilor oferite pentru autopropulsare:

a-câmpul de ofertă pentru forţa la roată; b-câmpul de ofertă pentru puterea la roată

unde: ϕ este coeficientul de aderenţă;

∑ RZ - greutatea aderentă. In figura 2.1 s-au reprezentat, tinând seama de cele trei limite de mai sus, câmpul de ofertă al forţei la roată (figura 2.1,a) şi câmpul de ofertă pentru puterea la roată (figura 2.1,b).

În interiorul câmpurilor arătate în figura 2.1 trebuie să se atingă orice punct. Faţă de cerinţele de autopropulsare se poate formula întrebarea "ce poate să ofere grupul moto-propulsor?"

Fig. 2.2. Circuitul fluxuului de putere pentru autopropulsare

Din compararea caracteristicilor oferite de motorul cu ardere internă (fig.2.2), P=f(n) şi M=f(n) – cu caracteristicile necesare autopropulsării, PR=f(v) şi FR=f(v)\, rezultă cu uşurinţă că motorul cu ardere internă nu este apt singur să propulseze automobilul, ci printr-un "convertor de identitate" reprezentat de transmisie. Transmisia se constitue astfel într-o interfaţă între sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare).

Convertirea caracteristicii motorului cu ardere internă în caracteristica necesară autopropulsării se face în condiţiile următoare: • acoperirea golul de turaţie dintre n=0şi n= nmtn ; acest lucru este asigurat de ambreiaj;

Funcţionarea grupului motor-transmisie

23

• caracteristicile P=f(n) şi M=f(n) trebuiesc modificate până la PR=f(v) şi M R=f(v). Progresul tehnic şi tehnologic din construcţia de automobile oferă în ultimii ani o nouă viziune asupra automobilului: automobilul economic şi ecologic. Ca urmare "convertorul de identitate" trebuie să ajute motorul cu ardere internă pentru a se încadra în limitele impuse cu privire la: consum de combustibil, substanţe nocive în gazele de evacuare, zgomot etc. Identitatea de caracteristici se obţine prin valori ale rapoartelor de transmitere realizate de transmisie. În figura 2.3 s-au reprezentat: - în cadranul I, în coordonate P-v, câmpul de caracteristici necesare la roată:

- în cadranul II, în coordonate P-n, câmpul de caracteristici al motorului cu ardere internă;

-în cadranul IV, în coordonate it-v, rezultatul acordării cinematice dintre

Fig. 2.3. Acordarea cinematică între câmpurile de

caracteristici oferite şi câmpurile de caracteristici necesare


24

primele două câmpuri, respectiv variaţia în funcţie de viteză a raportului de transmitere de la motor la roţile motoare.

Se deosebesc următoarele situaţii: a) Rularea pe graniţa câmpului de caracteristici (cadranul I, punctele

1...5): - punctele 3,4,5, sunt obţinute la funcţionarea motorului la P=Pmax, respectiv când regimul de funcţionare al motorului nu se modifică (sarcină şi turaţie constante), iar turaţia roţilor creşte. Rezultă în cadranul IV segmentul de arc de hiperbolă 3,4,5; - pentru punctul 2 al câmpului de caracteristici (cadranul I), motorul cu ardere internă poate funcţiona la orice turaţie din domeniul 2'...2'', astfel că domeniul it este pe veritcala 2'...2'' (cadranul IV); asemănător se obţine şi pentru punctul 1 (cadranul I), domeniul 1'...1'' pentru turaţii (cadranul II), şi verticala 1'...1'' pentru valorile rapoartelor de transmitere (cadranul IV). Din cele prezentate mai înainte se observă că domeniile it pentru graniţa câmpului de caracteristici oferite sunt diferite, rezultând concluzia generală că, pentru un "convertizor ideal", fără pierderi, mărimea it depinde de putere şi de viteză.

b) Rularea pe o linie specială din interiorul câmpului de caracteristici de ofertă (NOXmin sau cemin, cadranul II) Considerând pentru început rularea pe o cale orizontală în regim stabilizat de viteză (punctele 5,6,7 în cadranul I), se obţin: - Pmax şi vmax aparţin punctului 5. La o viteză mai mică (punctul 6), deplasarea este posibilă cu orice turaţie a motorului cuprinsă între abcisele punctelor 2'....2'' (cadranul II), de unde rezultă în cadranul IV valorile it, prin valorile ordonatelor punctelor 2'/6...2''/6, necesare rapoartelor de transmitere ale transmisiei; - pentru un alt punct, 7, procedând în mod asemanător se obţin, în cadranul IV valorile ordonatelor it =1'/7...1''/7. Domeniile it pentru rularea neaccelerată pe cale orizontală se pot restrânge prin condiţii suplimentare legate de valorificarea unor zone sau linii favorabile din câmpul caracteristicilor de ofertă.

Două astfel de linii, cu interes în valorificarea performanţelor motorului, sunt linia consumului minim de combustibil, cemin, şi linia emisiilor poluante minime, NOX min. Corespunzător punctelor 6 şi 7 se obţin punctele 2'''/6 şi 1'"/7, pentru rularea economică, şi, respectiv 2IV/6 şi 1IV/6 pentru rularea nepoluantă, respectiv o restrângere a valorilor pentru rapoartele de transmitere. Această restrângere a domeniului pentru "convertorul de identitate" este posibilă prin formularea de condiţii speciale pentru autopropulsare.


25

2.2. Funcţionarea globală a grupului motopropulsor

Interacţiunea motor-transmisie-vehicul este definită de constructor în faza de concepţie şi de conducător în faza utilizării acestuia. Evoluţia componentelor sistemului motor-transmisie-vehicul s-a bazat pe: -optimizarea constructivă a soluţiilor existente, realizată prin îmbunatăţiri tehnologice, prin adoptarea unor materiale cu calităţi superioare etc.; -optimizarea legilor care guvernează funcţionarea grupului motopropulsor sau a legilor de legătură;

-îmbunătăţirea acordării motorului cu transmisia prin numărul şi valoarea rapoartelor de transmitere sau adoptarea de transmisii de concepţie nouă, cu o infinitate de rapoarte de transmitere, cu reglaj automat, continuu etc. Funcţionarea globală a grupului motor-transmisie este analizată utilizând caracteristica complexă a automobilului. Această caracteristică este reprezentarea comună a câmpurilor de ofertă ale motorului şi ale câmpurilor de necesitate pentru autopropulsarea automobilului, legate prin funcţiile de "identitate". In figura 2.4 s-a reprezentat caracteristica complexă pentru o transmisie mecanică în trepte, iar în figura 2.5 s-a reprezentat caracteristica complexă pentru o transmisie cu variaţie continuă a rapoartelor de transmitere. Caracteristicile cuprind: - cadranul II, în coordonate M-n, oferta de moment a motorului prin câmpul delimitat de caracteristica externă şi printr-o linie favorabilă Mopt (de exemplu pentru consumul economic de combustibil); - cadranul IV, în coordonate FR-v, câmpul de ofertă pentru forţa de tracţiune, delimitat prin caracteristica de tracţiune; - cadranul I, în coordonate n-v, legile de "convertire" a câpului din cadranul II în câmpul din cadranul IV. a) Automobil cu transmisie mecanică în trepte (fig.2.4) Fie o transmisie mecanică cu cutia de viteze cu 4 trepte. Funcţionarea automobilului cu viteza vA într-o anumită stare care necesită o forţă la roată de valoare FRA este posibilă dacă punctul A, cu coordonatele vA şi FRA, se găseşte în câmpul de ofertă pentru forţa de tracţiune. Fie punctul A plasat între curbele corespunzătoare funcţonării în treptele a 2-a şi a 3-a ale cutiei de viteze. Funcţionarea este astfel posibilă în treapta a 2-a , punctul A2 şi în treapta a 3-a, punctul A3. Corespunzător coordonatelor punctului A (vA,FRA), în câmpul de ofertă al motorului se defineşte o curbă de funcţionare posibilă: ttanconsnMvFP ARA =⋅=⋅= (2.4) Corespondentul punctului A pe curba P=ct. este punctul A'2, când funcţionarea are loc în treapta a 2-a de viteză sau A'3 când funcţionarea are loc în treapta a 3-a de viteză. Din analiza celor două puncte rezultă existenţa a două variante:


26

- utilizând trepta a 3-a, corespunzător punctului A'3, automobilul funcţionează economic, apropiat de curba definită Mopt, dar şi de caracteristica externă, cu rezerve mici de putere, cu dezavantajele lipsei de siguranţă şi al performanţelor dinamice de demarare modeste;

Fig. 2.4. Caracteristica complexă pentru o transmisie în trepte

- utilizând trepta a 2-a, corespunzător punctului A'2, se obţine o conducere sigură prin rezerva mare de putere, cu performanţe dinamice de demarare mari, dar, în schimb, prin depărtarea de Mopt,, se înregistrează consumuri mari de combustibil.

Alegerea de către conducător a uneia dintre cele două variante este obţională-subiectivă, în funcţie de calificare, condiţii de deplasare, interese, stil şi metodă de conducere etc. b) Automobil cu transmisie continuă (fig.2.5)

În cazul grupului motopropulsor cu transmisie continuă, punctului A de funcţionare, definit asemănator cazului precedent, îi corespunde o infinitate de valori ale rapoartelor de transmitere între A1 şi A2 care determină o infinitate de puncte de funcţionare ale motorului între A'1 şi A'2 pe curba de putere constantă, corespunzător puterii necesare autopropulsării în condiţiile definite de coordonatele punctului A.

Fig. 2.5. Caracteristica complexă pentru o transmisie continuă

Dintre toate regimurile de funcţionare cel mai economic este cel al punctului Aec, când motorul funcţionează pe curba Mopt,, corespunzătoare consu-


27

mului minim de combustibil. La creşterea substanţială a rezistenţelor la înaintare, funcţionarea în acest punct devine nesigură, datorită rezervei mici de putere dată de apropierea curbei Mopt de caracteristica externă. Este necesară modificarea raportului de transmitere până la atingerea punctului Anec, unde nivelul caracteristicii parţiale de funcţionare a motorului asigură rezerva de putere necesară depăşirii obstacolului. Funcţionând în Anec, funcţionarea este neeconomică, de aceea este necesară revenirea, după depăşirea obstacolului, la Aec. Se desprind de aici următoarele două concluzii: -conducătorul nu are posibilitatea să acţioneze simultan asupra motorului şi asupra transmisiei şi să asigure un reglaj optim al grupului motopropulsor, continuu; - în toate situaţiile de funcţionare este posibil, teoretic, ca utilizând o transmisie continuă să se realizeze valoarea necesară a raportului de transmitere în aşa fel încât motorul să furnizeze puterea necesară autopropulsării în condiţiile optimului formulat. Aceste condiţii definesc una dintre căile de optimizare a acordării grupului motopropulsor în vederea obţinerii performanţelor scontate de consum, noxe, dinamicitate, şi anume utilizarea unei transmisii cu variaţie continuă a raportului de transmitere, asistată de un calculator pentru alegerea automată, obiectivă, a valorii rapoartelor de transmitere.

2.3. Condiţii de determinare a rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Concordanţa câmpurilor de ofertă şi de necesitate se obţine prin valori determinate ale rapoartelor de transmitere. Faţă de limitele maxime ale acestor câmpuri, obţinute prin valori ale rapoartelor de transmitere, domeniile de variaţie ale rapoartelor de transmitere se pot restrânge prin condiţii suplimentare legate de valorificarea unor zone sau linii favorabile din câmpul caracteristicilor de ofertă. În cazul transmisiilor mecanice în trepte, rapoartele de transmitere sunt determinate, de regulă, din condiţii de dinamicitate cu acoperiri la schimbarea treptelor. Faţă de aceasta regulă, dimensionarea cinematică a transmisiei presupune formularea unor condiţii de deplasare pentru automobil. Dintre acestea sunt de reţinut condiţiile dinamice de demarare, prin timpul şi spaţiul de demarare, şi consumul minim de combustibil. Deoarece dimensionarea din condiţii strict de tip dinamic sau economic interesează numai în cazuri particulare, prezintă interes dimensionarea cinematică a transmisiei în funcţie de necesitatea satisfacerii simultane a mai multor categorii de performanţe şi mărimi de performanţă.


28

2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de dinamicitate Timpul şi spaţiul de demarare ai automobilului, consideraţi ca parametri de apreciere dinamică ai automobilului, depind, în afara posibilităţilor energetice ale motorului, de parametrii constructivi şi de mărimile cinematice ale transmisiei. Posibilităţile maxime de autopropulsare se obţin când motorul funcţionează pe caracteristica exterioară. Interesează valorile rapoartelor de transmitere pentru care timpul de demarare total are o valoare minimă. O minimizare analitică a expresiei timpului total de demarare nu este posibilă, din cauza următoarelor restricţii : - pe tot domeniul vitezei automobilului (de la viteza minimă până la cea maximă) motorul trebuie să funcţioneze la o turaţie plasată în zona regimurilor stabile de funcţionare ale motorului ; - în zona vitezei maxime, când acceleraţia , expresia timpului de demarare nu are sens ;

0→

-timpul minim de demarare trebuie corelat şi cu alte performanţe ale automobilului (viteză maximă, pantă maximă, consum minim de combustibil etc.). Datrită acestor cauze se preferă o prelucrare numerică cu ajutorul calculatorului electronic prin baleerea unui câmp larg de valori pentru rapoartele de transmitere. La alegerea unui cuplu de valori pentru rapoartele de transmitere va trebui să se ţină seama şi de performanţele amintite mai înainte. În plus, contează şi timpii de demarare până la valori intermediare ale vitezei din intervalul Vmin…Vmax . Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţia minimizării timpului de demarare presupune reţinerea valorilor itr pentru care parametrul dinamic are valoarea maximă. Printr-o metodă asemănatoare se pot determina valorile itr pentru care se obţine spaţiul minim de demarare. Atât timpul, cât şi spaţiul de demarare nu reprezintă parametrii de apreciere ai capacităţii de demarare a automobilului. Pentru ilustrare se consideră situaţiile din figura 2.6, pentru transmisii ale automobilului cu valori diferite ale unor rapoarte de transmitere. În figura 2.6, a este considerat demarajul până la aceeaşi valoare a vitezei maxime, pentru valori diferite ale rapoartelor de transmitere în treapta a 2-a (it2>i't2). Dacă suprafeţele haşurate S1 şi S2 sunt egale, rezultă timpi egali de demarare, dar o creştere a spaţiului de demarare pentru automobilul cu i't2, sporire proporţională cu suprafaţa S3 (creşte viteza medie pe spaţiul de demarare). Pentru cazul ilustrat în figura 2.6,b s-a luat în calcul demarajul pentru valori diferite ale primelor două rapoarte de transmitere. În cazul al doilea se obţine o reducere a timpului de demarare comparativ cu primul; când suprafeţele haşurate


29

a) b) c)

Fig.2.6 Parametrii demarajului automobilului în condiţii diferite a- valori diferite în treapta a 2-a de viteză; b- valori diferite în primele două

trepte de viteză; c- valori diferite în prima şi ultima treaptă de viteză

S2 şi S3 sunt egale, rezultă spaţii egale de demarare, cea ce înseamnă că viteza medie creşte atunci când se reduc mărimile rapoartelor de transmitere în primele trepte ale cutiei de viteze. Pentru situaţia prezentată în figura 2.6, c rezultă o reducere a timpului şi spaţiului de demarare pentru varianta 2, cu posibilitatea de a se menţine neschimbată viteza medie de demarare. Din cele trei situaţii prezentate rezultă că dimensionarea cinematică din condiţia de dinamicitate impune corelarea celor două performanţe prin minimizarea timpului necesar pentru a parcurge un spatiu dat, sau prin spaţii maxime de demarare în timpi daţi, respectiv prin valoarea vitezei medii de demarare.

2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de funcţionare economică Dimensionarea cinematică a transmisiei din condiţii de dinamicitate presupune plasarea funcţionării motorului în zona turaţiilor ridicate, unde puterea medie dezvoltată de motor se apropie de puterea maximă. Aceste zone se caracterizează însă prin consumuri specifice mari de combustibil, ceea ce conduce la o funcţionare neeconomicoasă a automobilului. Dintre toate puterile dezvoltate de motor, economicitatea maximă se obţine la funcţionarea pe curba Popt (figura 2.7). Curba Popt este obţinută prin unirea punctelor de putere maximă şi minimă ale curbelor cu consum specific constant. Deplasarea automobilului cu viteza v1 pe cale cu rezistenţa specifică Ψ, (Ψmax <Ψ<Ψmin ) poate avea loc la orice turaţie mai mare ca n1, deoarece P>Pu. Dintre toate regimurile, cel mai economicos este cel al turaţiei nec, când motorul dezvoltă o putere dispusă pe curba Popt. Orice abatere de la nec presupune plasarea


30

funcţionării motorului într-o zonă de echiconsum specific de combustibil mai ridicat şi deci economicitatea funcţionării motorului şi, în general, economicitatea automobilului se reduc.

Fig 2.7. Definirea caracteristicii optime

de putere pentru consumul de combustibil

Funcţionarea economicoasă presupune ca, în regimuri diferite de deplasare a automobilului, motorul să se înscrie în zone de consum specific favorabil, respectiv în jurul unei turaţii medii economice. Îmbunatăţirea performanţelor de consum de combustibil vizează reducerea consumurilor de combustibil atât la viteze constante, cât şi în regim tranzitoriu. În mod obişnuit, aprecierea economicităţii consumului de combustibil se face după ciclul european ECE/324, Regulamentul nr.15. Ciclul cuprinde (fig.2.8) faze de mers cu viteză constantă, faze de mers accelerat şi faze de mers decelerat, cu acceleraţii/deceleraţii de valori diferite.

Fig 2.8. Fazele cicluui european ECE/324, Regulamentul nr.15,

privind consumul de combustibil la automobile

Puterea utilizată pentru o etapă de demarare este dată de relaţia: Pu=Pr+Pa+Pd (2.5)


31

unde cu Pr s-a notat puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare, Pa -puterea necesară învingerii rezistenţei aerului, iar cu Pd -puterea folosită pentru demarajul automobilului cu acceleraţiile a, definite în ciclul de deplasare. În figura 2.9 s-au reprezentat, pentru un autoturism de clasă medie:

• în cadranul II - caracteristicile puterilor utilizate la: - mers cu viteză constantă (curba: (Pa+Pr)/ηtr=f(v)); - la mers accelerat (curba: (Pa+Pr+Pd)/ηtr =f(v)), pentru fiecare dintre cele trei valori ale acceleraţiilor definite în fazele de mers ale ciclului urban; - curbele o-a şi o-b corespund primei trepte de viteză, b'-c şi b''-d treptei a doua, iar d'-e treptei a treia; • în cadranul I - caracteristica complexă a motorului, unde curba Popt, obţinută prin unirea punctelor de putere maximă şi minimă ale curbelor de echiconsum specific de combustibil, defineşte regimul de funcţionare al motorului cu economicitatea maximă. Consumul specific minim de combustibil pentru o treaptă a ciclului se realizează când puterea utilizată pentru fiecare treaptă corespunde puterii Popt din caracteristica complexă. În cazul transmisiilor mecanice în trepte, această corespondenţă nu este posibilă, de aceea, prin alegerea corespunzătoare a rapoartelor de transmitere din cutia de viteze, se caută ca cele două curbe să fie cât mai apropiate. Pentru găsirea domeniului optim pentru rapoartele de transmitere se citesc, din diagrama puterilor utilizate, vitezele, ca absciselor punctelor a,b,b',b'',c,d,d' şi e, iar cu ajutorul dreptelor paralele la axa absciselor, din diagrama puterii optime se găsesc turaţiile ce corespund acestor puncte.

Fig. 2.9. Corelarea motor-transmisie funcţie de performanţa de mers economic:

cadranul I: caracteristica complexă a motorului; cadranul II: caracteristica puterilor utilizate


32

Cunoscând viteza (v), turaţia motorului (n) şi raza de rulare a roţilor (rr), atunci raportul total de transmitere pentru o treaptă "k" de viteză se determină cu relaţia:

vnAr

vn

rtk ⋅=⋅⋅π

=30

i , (2.6)

unde rrA ⋅π

=30

este o constanta constructivă.

Prin această metodă se obţin următoarele valori: -pentru prima treaptă: i't1>A. n’1/v'1- corespunzător punctului a; i't1>A. n’’1/v’'1- corespunzător punctului b; -pentru treapta a doua: A. n'2/v'2<i't2<A. n2/v2- punctele b' şi c; A. n''2/v'2<i''t2<A. n'2/v'2- punctele b'' şi d; -pentru treapta a treia: A. n'3/v'3<it3<A. n2/v2- punctele d' şi e. Valorile rapoartelor de transmitere pentru care consumul de combustibil este minim pe tot domeniul de funcţionare al motorului se găseşte prin înscrierea în domeniul de valori mai înainte enunţate.

2.3.3.Determinarea rapoartelor de transmitere din condiţii de optimizare a performanţelor dinamice şi de consum

În tabelul 2.1 sunt cuprinse rezultatele pentru parametrii de apreciere ai

performanţelor în patru condiţii de determinare a parametrilor cinematici ai transmisiei pentru un autoturism de clasa medie.

Tabelui 2.1 Valori ale parametrilor de apreciere ale performanţelor în patru condiţii de determinare a parametrilor cinematici ai transmisiei

Parametrii de apreciere Nr crt

Condiţii de calcul

Valori ale rapoartelor de

transmitere td [s] Sd [s] Cc[l/100km] Ce[l/100km]

1 Timp minim de demarare

3,6; 1,923; 1,211; 1,00.

21,5 378 7,88 8,18

2 Spaţiu minim de demarare

3,6; 2,12; 1,31; 1,00.

22,4 343 7,63 8,11

3 Consum minim de

combustibil

3,6; 2,25; 1,056

24,9

459

7,41

8,05

4 Consum minim

echivalent

3,6; 1,91;

1,12; 1,00.

25,2

485

7,65

7,83

td- timp de demarare; Sd- spatiu de demarare; Cc-consum de combustibil pe ciclu; Ce- consum echivalent de combustibil)


33

Utilizarea metodelor de determinare mai sus prezentate are loc numai în

situaţii particulare, deoarece automobilului i se impun simultan mai multe mărimi de performanţă.

Aprecierea calităţilor dinamice şi economice ale automobilului se face prin raportarea la mai multe marimi de performanţă în condiţii de deplasare variate. În tabelul 2.2 sunt redate performanţele ce prezintă interes din punct de vedere al dimensionării cinematice a transmisiilor în trepte; sunt prezentate în acest context 28 de mărimi.

Tabelui 2.2 Mărimi de performanţă în aprecierea automobilului.

Mărimi de performanţă Nr. crt.

Condiţii de deplasare vmax vmed td Sd Cc D

1 Demarare pe caracteristica externă până la 0,9Vmax

x x x x x x

2 Demarare pe caracteristica externă până la 100 km/h

x x x x x

x

x

x

3 Demarare din repaus pe distenţele 0… 400 m

0…1000 m x x x

x

x

x

x

x

x x x

4 Demarare în treapta a IV-a de la 45 km/h -până la 100 km/h

-pe distanţa 0… 400 m;

-pe distanţa 0…1000 m; x x x 5 Deplasare pe ciclu urban x 6 Deplasare cu viteze constante x

vmax-viteza maximă; vmed- viteza medie; td-timpul de demarare; Sd-spatiul de demarare; Cc-consum de combustibil; D-factor dinamic.

Pentru aprecierea modului de îndeplinire simultană a categoriilor de performanţe şi a mărimilor de performanţă, se propune o metodă de ponderare liniară (relaţia 2.7) sau exponenţiala (relaţia 2.8) a influenţelor:

(2.7) ∑=

⋅=n

iiiL PkA

1

(2.8) ( )∑−

=n

i

PiE

ikA1

unde: AL reprezinta suma influenţelor în cazul ponderării liniare; AE - suma influenţelor in cazul ponderării exponenţiale;

Pi -performanţe de un anumit tip (viteze, spaţii, timpi etc.); ki - ponderea unui tip de performantă în apreciera globală a automobilului ( )∑ = 1ik . Fiecare performanţă de un anumit tip este exprimată printr-o funcţie de forma:


34

∑

⋅=

p

j

jji R

vaP (2.9)

unde: aj este ponderea locală a mărimii de performanţă vj în aprecierea performanţelor de un anumit tip (aj =1 sau 0); vj -valoarea efectivă a performanţei; Rj - valoarea de referinţă a performanţei; p - indice de putere cu valorile: p = +1 pentru performanţe care se îmbunătăţesc prin creşterea valorilor (factor dinamic, viteză maxima, viteză medie etc.); p= -1 pentru performanţe care se îmbunătăţesc prin scăderea valorilor (timpi de demarare, consum de combustibil etc.). Pentru optimizarea parametrilor cinematici ai transmisiei se precizează valorile aj ≠ 0, pentru performanţele de acelaşi tip avute în vedere, şi aj=0, pentru cele care nu prezintă interes. Corespunzător criteriilor urmărite, se precizează valorile de referinţă Rj şi se determină valorile rapoartelor de transmitere pentru care relaţia 2.9 are valoarea maximă. Când sunt formulate performanţe de tip diferit, valorile rapoartelor de transmitere necesare în transmisie sunt determinate prin una dintre condiţiile de maxim a relaţiilor (2.7) sau (2.8), în funcţie de ponderea considerată. Folosirea metodei prezentate mai înainte necesită existenţa unui program de calcul cu următoarele utilizări: -determinarea rapoartelor transmisiei din condiţii de optimizare a performantelor dinamice şi de consum; -aprecierea comparativă în cazul unei familii de automobile sau în diverse variante de echipare ale aceluiaşi automobil; -simularea funcţionării automobilului; -obţinerea de diagrame cu ajutorul cărora se pot face observaţii calitative. În folosirea metodei se disting următoarele situaţii: • Vmax nu defineşte o transmisie, ci numai un raport de transmitere; • Vmed, Sd, td determină valorile primelor n-1 rapoarte de transmitere; • consumul de combustibil pe ciclul ECE 324, Regulamentul 15 defineşte primele trei rapoarte de transmitere (cât cuprinde deplasarea pe ciclu); • consumul de combustibil la viteze stabilizate determină atâtea valori ale rapoartelor de transmitere câte viteze au fost precizate; •consumul minim de combustibil la deplasarea pe ciclul urban determină toate rapoartele de transmitere ale uniei transmisii. Precizarea categoriilor de performanţă, a valorilor de performanţă, precum şi ponderile sunt impuse de destinaţia automobilului şi de interesele comerciale ale industriei de automobile, fundamentate pe dorinţele utilizatorului.

3

AMBREIAJUL

3.1. Generalităţi

Ambreiajul 2 (fig. 3.1) reprezintă un cuplaj de legătură între arborele cotit al motorului 1 şi arborele primar al cutiei de viteze 3, fiind amplasat în vecinătatea volantului motorului, cu care este compatibil în dimensiuni.

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în vederea compensării principalelor dezavantaje funcţionale ale motorului cu ardere internă precum şi ale cutiei de viteze mecanice în trepte. El serveşte la: • cuplarea progresivă a motorului cu restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului; • decuplarea temporară a transmisiei la: - pornirea motorului termic, în vederea atingerii regimului de funcţionare stabilă a acestuia; Fig.3.1.Dispunerea ambreiajului în

echipamentul de propulsie - schimbarea treptelor de viteză;


36

- frânarea automobilului până la oprire; •limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei şi motorului (cuplaj de siguranţă); • izolarea între motor şi transmisie a vibraţiilor torsionale provenite din funcţionarea motorului şi din deplasarea automobilului pe cale.

Constructiv (fig.3.2), ambreiajul este constituit din partea conducătoare, partea condusă şi sistemul de acţionare. Partea conducătoare, reprezentată prin volantul 1 al motorului şi mecanismul ambreiaj 2, cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin legături permanente cu arborele cotit al motorului. Partea conducătoare se află întotdeauna în acelaşi regim de mişcare cu arborele cotit al motorului. Partea condusă, reprezentată de discul de ambreiaj 3 şi arborele ambreiaj (dacă acesta există ca piesă distinctă), cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin legături permanente de

arborele primar al cutiei de viteze, cu care se află în acelaşi regim de mişcare.

Fig.3.2. Compunerea generală

a ambreiajului

Sistemul de acţionare, reprezentat prin manşonul de decuplare 4, furca 5 şi un dispozitiv extern de comandă 6, mecanic sau hidraulic, cuprinde totalitatea elementelor ce participă la stabilirea sau la desfacerea legăturii, numită legătură de cuplare, dintre partea conducătoare şi partea condusă. Starea cuplată a ambreiajului corespunde existenţei legăturii de cuplare, iar starea decuplată corespunde desfacerii legături de cuplare. Trecerea ambreiajului din starea decuplată în starea cuplată se obţine în urma acţiunii de ambreiere, iar trecerea din starea cuplată în starea decuplată se obţine în urma debreierii.

După felul legăturii de cuplare se deosebesc: •ambreiaje mecanice, tratate în această lucrare: ambreiajele la care legătura de cuplare este reprezentată de forţele de frecare ce iau naştere în suprafeţele frontale de contact ale părţilor conducătoare şi condusă sub acţiunea unor forţe normale de apăsare dezvoltate în sisteme mecanice rigide sau elastice;

Ambreiajul

37

•ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje): ambreiajele la care legătura de cuplare se obţine printr-un lichid, după principiul de lucru al maşinilor hidraulice rotative; •ambreiaje electromagnetice: ambreiajele la care legătura de cuplare este consecinţa unui câmp electromagnetic indus ansamblului condus de amsamblul conducător.

3.1.1.Necesitatea ambreiajului la pornirea din loc a automobilului. Fazele funcţionării ambreiajului

Caracteristic motoarelor cu ardere internă este că punerea lor în funcţiune nu poate fi făcută sub sarcină. Pentru pornire este necesară desfacerea legăturii dintre motor şi transmisie fie prin decuplarea ambreiajului, fie prin aducerea cutiei de viteze în poziţie neutră (punct mort). In acest de-al doilea caz, la pornirea motorului vor fi puse în mişcare de rotaţie ambreiajul şi toate părţile cutiei de viteze permanent legate de arborele primar, elemente ce reprezintă prin momentul lor de inerţie o sarcină ce urmează a fi învinsă de sistemul de pornire al motorului. De aceea, pentru uşurarea pornirii motorului, în special la temperaturi scăzute, este indicată desfacerea legăturii motorului de transmisie prin debreiere. După pornirea motorului, pornirea din loc a automobilului se face prin cuplarea progresivă a arborelui cotit al motorului, aflat în mişcare de rotaţie cu o turaţie de ordinul a 700…900 rotaţii/minut, cu transmisia solidară cu roţile motoare, aflate iniţial în repaus. Cuplarea progresivă a motorului de transmisie se face prin cuplarea ambreiajului şi începe din momentul punerii în contact cu frecare a suprafeţelor frontale de frecare ale părţilor conducătoare şi condusă. Din acest moment, procesul pornirii din loc a automobilului se suprapune peste fazele de funcţionare ale ambreiajului. Pentru studiul fazelor de funcţionare ale ambreiajului, în figura 3.3 se prezintă un model dinamic simplificat al automobilului redus la două mase în mişcare de rotaţie legate între ele prin intermediul ambreiajului.

Partea conducătoare a ambreiajului A, solidară cu arborele cotit al motorului care se roteşte cu viteza unghiulara ωm, este legată de volantul echivalent Im cu un moment de inerţie egal cu al maselor motorului aflate în mişcare. Asupra acestei părţi acţionează din partea arborelui cotit al motorului momentul motorului Mm, căruia i se opune momentul capabil al forţelor de frecare din ambreiaj Ma. Partea condusă a ambreiajului, solidară cu arborele primar al cutiei de viteze care se roteşte cu viteza unghiulară ωP, este legată de volantul echivalent Ip care are un moment de inerţie egal cu al maselor

Fig.3.3. Model dinamic al automobilului redus la două mase în mişcare de rotaţie


38

transmisiei, inclusiv cel al roţilor aflate în mişcare de rotaţie şi cel al masei totale a automobilului aflată în mişcare de translaţie cu viteza v a automobilului. Pentru acest volant, din condiţia de egalitate a energiei sale cinetice cu cea a maselor substituite, considerând pentru masele în rotaţie ca semnificative prin valoarea lor numai roţile, se obţine:

∑ ⋅+⋅= 22

2 1

trR

tr

raP i

Iir

gG

I (3.1)

unde: Ga este greutatea automobilului; rr – raza de rulare a roţilor; itr- raportul de transmitere al transmisiei; IR –momentul de inerţie al unei roţi a automobilului. Asupra părţii conduse acţionează momentul rezistent MP, corespunzător reducerii la arborele primar a rezistenţelor la pornirea din loc a automobilului, căruia i se opune momentul capabil al ambreiajului Ma.. Cum la pornirea din loc a automobilului, asupra lui, acţionează numai momentul rezistenţelor legate de tipul şi de caracteristicile căii de rulare, expresia momentului de rezistenţă Mp este:

.tr

r

tr

aP i

rGM ⋅

ηψ⋅

= (3.2)

unde Ψ este coeficientul rezistenţei specifice a drumului; ηtr−randamentul transmisiei. Din studiul proceselor reale ce au loc la cuplarea ambreiajului pentru studiul pe modelul simplificat propus se consideră că: - momentul capabil al ambreiajului (Ma) are o variaţie liniară cu timpul de ambreiere (t), de forma: tkM a ⋅= , unde k este un coeficient de proporţionalitate

( ) ⋅

smN

== tconsk 50...30tan ;

- viteza unghiulară a arborelui cotit (ωm), şi deci a părţii conducătoare, rămâne constantă pe toată durata ambreierii. In figura 3.4 sunt prezentate, dezvoltate din modelul de mai înainte, fazele

de funcţionare ale ambreiajului, unde pe abscisă este reprezentat timpul (t), iar pe ordonată mărimile cinematice şi dinamice prezentate mai sus.

Fig.3.4.Fazele de funcţionare ale ambreiajului

Ţinând seama de ipotezele admise, (k=ct), curba de variaţie a momentului capabil al ambreiajului (transmis de ambreiaj) este o dreaptă ce trece prin originea axelor de coordonate O. Momentul rezistent (MP) aplicat părţii conduse a ambreiajului nu depinde de timpul ambreierii,

Ambreiajul

39

deci este reprezentat printr-o dreaptă paralelă cu abscisa. Din figura 3.4 se poate observa că în prima perioadă, corespunzătoare intervalului de timp t=0…t1, adică din momentul începerii cuplării t=0, originea timpului, când Ma=0 şi până în momentul t=t1, când momentul capabil al ambreiajului devine egal cu momentul rezistent (Ma=MP=kt1), partea condusă nu poate să se rotească, automobilul continuând să rămână imobil pe cale. Această fază, când viteza relativă de patinare, definită prin diferenţa ordonatelor ∆ω=ωm-ωP are valoarea maximă ∆ω=ωm , reprezintă faza patinării totale a ambreiajului. Rotirea părţii conduse a ambreiajului, deci demararea automobilului, începe din momentul în care momentul capabil al ambreiajului Ma va fi mai mare decât momentul necesar invingerii rezistentelor MP, când o parte din momentul ambreiajului, şi anume Ma-MP, poate să producă accelerarea unghiulară a părţii conduse şi durează până în momentul t=tc, când patinarea dintre părţile condusă şi conducătoare dispare (∆ω=ωm-ωP=0). După această fază, care reprezintă faza patinării parţiale a ambreiajului, partea conducătoare şi partea condusă se află în acelaşi regim de mişcare cu arborele cotit al motorului, respectiv ambreiajul este cuplat. Timpul de cuplare al ambreiajului reprezintă suma dintre timpul patinării totale şi timpul patinării parţiale. Pentru faza patinării totale, din definirea sfârşitului acestei faze, Ma=MP,

durata ei: tr

ra

ir

kG

t ⋅ψ⋅

=1 , este direct crescătoare cu rezistenţa specifică a căii şi

invers crescătore cu mărimea raportului de transmitere al transmisiei. De aici rezulta că pentru reducerea acestei durate, care poate să ajungă pâna la 1 secundă, este necesară, la pornirea din loc, cuplarea primei trepte de viteză, respectiv a celui mai mare raport de transmitere al transmisiei. Pentru faza patinării parţiale viteza unghiulară a părţii conduse, ωP, se determină cu modelul dinamic considerat în figura 3.4 din ecuaţia de mişcare:

'dd

tIMM P

PPaω

⋅=− , sau:

'd''dd tI

tktI

MM

PP

PaP ⋅

⋅=⋅

−=ω şi ∫

⋅⋅

=⋅⋅=ω=2

0

22

2'd'

t

PPmP I

tktt

Ik

ω , (3.3.)

de unde durata patinării parţiale t2 este: .2

2 kI mP ω⋅⋅

=t (3.4.)

Cum în acestă fază IP este constant, rezultă că reducerea duratei fazei de patinare totală este posibilă prin evitarea situării motorului în zona turaţiilor mari şi foarte mari. Drept consecinţa a patinării ambreiajului din cele două faze descrise se consumă o parte din lucrul mecanic produs de motor prin transformarea lui în căldură prin procesele neconservative de frecare.


40

Din expresia lucrului mecanic de patinare: , pentru cele

două faze de funcţionare la cuplarea ambreiajului se obţine:

∫ ⋅ω∆⋅=t

a tML0

d

-pentru faza patinării totale 0…t1:

mP

t t

mmma kMtk

ttktML ω⋅⋅

=∫ ∫ ω⋅⋅

=⋅ω⋅⋅=⋅ω⋅=22

dd2

0 0

21

1

1 1

-pentru faza patinării parţiale 0…t2:

( ) ( )∫ ∫ ⋅

⋅⋅

−ω⋅⋅+⋅=⋅ω−ω⋅=2 2

0 0

2

12 'd2

'''dt t

PmPma t

ItktktktML , sau:

22

2 32

21 tMIL mPmP ⋅ω⋅⋅+ω⋅⋅=

Lucrul mecanic total pierdut prin de patinare se determina prin însumarea pierderilor în cele două faze:

.22

2

21 32

21

2tMI

kMLLL mpmPm

P ⋅ω⋅⋅+ω⋅⋅+ω⋅⋅

=+= (3.5.)

Având în vedere determinările anterioare pentru IP (rel.3.1), MP (rel.3.2), ωm (rel.3.3) şi (rel.3.4) , relaţia 3.5 devine:

⋅+⋅

ω++

ω⋅

+⋅ω= ∑∑ 22

2

22

2 1232

221

trR

tr

ramPp

m

trR

tr

ram i

Iir

gG

kkM

Mi

Iir

gG

L

(3.6) Din această relaţie se observă că lucrul mecanic ce se pierde la cuplarea ambreiajului prin patinarea dintre partea condusă şi partea conducătoare depinde în primul rând de viteza unghiulară a părţii conducătoare, la limită egală cu turaţia de moment maxim al motorului, de parametrii automobilului, de condiţiile de deplasare şi de maniera de conducere. Din analiza relaţiei (3.6) rezultă că pentru micşorarea uzurii ambreiajului şi creşterea durabilităţii acestuia, prin reducerea lucrului mecanic de patinare la pornirea din loc a automobilului, este necesar a se evita supraturarea motorului şi se recomandă utilizarea treptelor inferioare ale cutiei de viteză, de preferat prima treaptă, unde se stabileşte cel mai mare raport de transmitere al transmisiei. 3.1.2. Necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din

cutia de viteze Pentru a evidenţia necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din

cutia de viteze se consideră automobilul reprezentat prin modelul dinamic din figura 3.5, dezvoltat din modelul dinamic din figura 3.3, prin reprezentarea cutiei de viteze (C.V.), capabilă să realizeze între arborii primar (P) şi secundar (S), o demultiplicare a turaţiei printr-un raport de transmitere oarecare, numit raportul de transmitere al cutiei de viteze (icv). Cuplarea treptei de viteză, care reprezintă

Ambreiajul

41

condiţia de funcţionarea a cutiei de viteză cu raportul considerat, este posibilă prin deplasare roţii dinţate 4 axial spre dreapta până angrenează cu roata dinţată 3 când se stabileşte lanţul cinematic rigid format din angrenajul roţilor dinţate 1 şi 2 dintre arborii primar (P) şi intermediar (I) şi angrenajul roţilor dinţate 3 şi 4 dintre arborii intermediar (I) şi secundar (S). Dacă zi cu i=1…4, reprezintă numerele de dinţi ale roţilor 1…4, atunci valoarea raportului de transmitere al lanţului cinematic considerat este:

1

1

3

4

1

2

S

mcv z

zzz

iωω

=⋅= , (3.7.)

unde ωm1 şi ωS1 sunt vitezele unghiulare ale arborelui cotit al motorului şi respectiv, arborelui secundar al cutiei de viteze după cuplarea treptei.

Momentul de inerţie al volantului IP (fig.3.5) aplicat arborelui primar este

în acest caz dat de relaţia: 2cv

SAP i

III += unde volantul echivalent IA are un

moment de inerţie egal cu cel al părţii conduse a ambreiajului şi al mecanismului reductor al cutiei de viteze (roţi şi arbori), reduse la arborele primar, iar volantul echivalent IS are un moment de inerţie egal cu cel al componentelor în mişcare de rotaţie ale transmisiei cu dispunere aval cutiei de viteze şi masei automobilului în mişcare de translaţie. Iniţial se consideră cuplarea treptei de viteză fără decuplarea prealabilă a ambreiajului. În acest caz, roata dinţată 3 angrenează cu roata dinţată 4, iar ambreiajul realizează o legătură rigidă între arborele cotit al motorului şi arborele primar al cutiei de viteze. Dacă vitezele tangenţiale în punctele de contact ale roţilor 3 şi 4 sunt diferite, atunci angrenarea este echivalentă cu o ciocnire ce are loc între două corpuri rigide. In felul acesta asupra roţilor vor acţiona forţe percutante de valori foarte mari, într-un timp foarte scurt. Drept urmare se pot neglija forţele care apar sub influenţa momentului motorului şi momentului rezistent.

Fig. 3.5. Model dinamic al automobilului redus la trei mase în mişcare de rotaţie

Conform teoriei lui Carnot referitoare la ciocnirea sistemelor rigide prin introducerea bruscă a legăturii rigide se poate scrie: E=E1+E2, unde E este energia totală a sistemului înainte de ciocnire, E1 – energia totală a sistemului după ciocnire; E2 – energia cinetică pierdută prin ciocnire.

In cazul sistemului din figura 3.5 se obţine:


42

( ) ( )

( ) ( ) ( )21

21

21

21

22

21

21

21

21

21

21

SSSmmAm

SSmAmSSPAm

III

IIIIII

ω−ω⋅+ω−ω⋅++

+ω⋅+ω⋅+=ω⋅+ω⋅+

de unde ţinând seama de relaţia 3.7 prin eliminarea lui ωm1 se obţine viteza unghiulară a arborelui secundar după cuplarea treptei:

( )( ) ScvAm

SSmcvAmS IiII

IiII+⋅+

ω⋅+ω⋅⋅+=ω 21 (3.8)

Utilizând una dintre teoremele generale din studiul ciocnirilor şi anume că suma momentelor momentelor ciocnirilor exterioare este egală cu variaţia momentului cinetic în timpul ciocnirii, se poate scrie:

, din care, înlocuind pe ω( SSSmed IrtF ω−ω⋅=⋅⋅ 14 ) S1 dat de relaţia 3.8 rezultă:

( ) ( )

( ) ScvAm

cvScvmSAmmed IiII

iiIIIrtF

+⋅+

⋅ω⋅−ω⋅⋅+=⋅⋅ 24 (3.9)

unde Fmed este forţa medie de ciocnire; t- timpul de ciocnire; rr- raza cercului de rostogolire a roţii 4. Dacă roţile 3 şi 4 sunt cuplate, când ambreiajul este decuplat, atunci Im=0 şi relaţia 3.9 devine:

( )

ScvA

cvScvmSAmed IiI

iiIIr't'F

+⋅

⋅ω⋅−ω⋅⋅=⋅⋅ 24 (3.10)

Din raportul dintre relaţiile (3.9) şi (3.10) şi tinând seama că Im>>IA, se obţine:

A

Scv

m

Scv

A

Scv

m

A

m

Scv

m

A

med

med

II

i

II

i

II

iII

II

iII

P'P

tF't'F

+

+≅

+⋅

+

+⋅

+

==⋅⋅

2

2

2

2

1

1 (3.11)

Analizând acestă expresie rezultă următoarele: • prin decuplarea ambreiajului înaintea schimbării treptei de viteză,

şocurile dinamice din transmisie se pot reduce de până la de 50…200 ori faţă de cele din momentul schimbării treptei cu ambreiajul cuplat;

• percuţia P’ este cu atât mai mică, în raport cu percuţia P, cu cât momentul de inerţie IA al părţii conduse a ambreiajului are o valoare mai redusă; acest lucru este psibil printr-o construcţie raţională a părţii conduse a ambreiajului prin reducerea maselor şi a dezvoltării radiale;

• cum m

S

A

S

II

II

>> , rezultă că percuţia P’ se micşorează dacă rapoartele de

transmitere ale cutiei de viteze, icv, au valori mai reduse; acest lucru este posibil când o parte din valoarea necesară a rapoartelor de transmitere, reprezentată printr-o valoare fixă, se realizează în puntea motoare, cât mai aproape de roţile motoare.

Ambreiajul

43

Valoarea raportului de transmitere care urmează a se realiza în puntea motoare formează aşa numitul raport de transmitere al puntii motoare;

• reducerea percuţiei, la limită până la zero, se obţine când se realizează cuplarea treptelor după egalizarea vitezelor unghiulare ale roţilor care urmează a fi cuplate. In vederea reducerii maxime a acestei diferenţe este necesar ca decuplarea ambreiajului să fie completă, iar în construcţia cutiilor de viteză să fie utilizate sincronizatoare, care permit trecerea de la o treaptă de viteză la alta după ce în prealabil au fost egalizate vitezele unghiulare ale elementelor ce urmează a fi cuplate. 3.1.3. Ambreiajul, dispozitiv de siguranţa al

grupului motopropulsor Regimurile de funcţionare ale automobilului pot fi dinamice tranzitorii şi dinamice stabilizate. Regimurile de funcţionare dinamice tranzitorii se caracterizează prin variaţii cu viteză mare în timp şi în limite largi ale momentelor care solicită grupul motopropulsor al automobilului. Astfel de regimuri apar la pornirea din loc cu cuplarea bruscă a ambreiajului, în timpul frânărilor bruşte fără decuplarea ambreiajului, la trecerea roţilor peste obstacole şi peste denivelari mari. Regimurile dinamice stabilizate, caracterizate de variaţia momentului în jurul unei valori medii poat apărea la deplasarea automobilului pe drumuri în stare medie şi bună, ele datorându-se variaţiilor locale ale coeficientului de rezistenţă specifică a drumului. Protejarea grupului motopropulsor de sarcinile dinamice ridicate, create în situaţiile descrise mai înainte, atunci când ambreiajul este cuplat, are loc prin patinarea ambreiajului. Legătura de cuplare făcută prin forţele de frecare ce iau naştere în suprafeţele frontale de contact sub acţiunea forţelor axiale de apăsare dezvoltate în dispozitivul mecanic de apăsare, are un caracter limitativ, prin momentul capabil al ambreiajului. Depăşirea momentului capabil al ambreiajului determină patinarea ambreiajului, situaţie în care, prin transmisie, în starea cuplată a ambreiajului, nu se poate materializa un moment superior valorii corespunzătoare acestui moment, ambreiajul comportând-se ca un cuplaj nedistructiv de siguranţă.

In cazul cuplării bruşte a ambreiajului se produce o deceleraţie puternică a dispozitivului de contact al părţii conducătoare pe suprafaţa frontală a părţii conduse, datorită căreia apare o forţă de inerţie care măreşte de 5…10 ori forţele axiale de acţionare care menţin starea normală de cuplare a ambreiajului. In acest fel, prin creşterea de câteva ori a momentului capabil al ambreiajului, protejarea grupului motopropulsor prin patinare nu mai este eficientă.

Pentru a evidenţia posibilităţile de limitare a solicitărilor dinamice din momentul cuplării se consideră automobilul redus la modelul dinamic prezentat în figura 3.3. Cuplarea bruscă a ambreiajului echivalează cu introducerea unei legături rigide în sistem. In acest caz, conform teoriei lui Carnot, pentru introducerea bruscă a legăturii rigide, se poate scrie: E=E1+E2, unde E este energia totală a


44

sistemului înainte de ciocnire; E1 – energia totală a sistemului după ciocnire; E2 – energia cinetică pierdută prin ciocnire.

Pentru sistemul din figura 3.3 se obţine:

( ) ( ) ( )22222

21

21

21

21

21

cPPcmmcPmPPmm IIIIII ω−ω⋅+ω−ω⋅+ω⋅+=ω⋅+ω⋅ ,

unde ωc este viteza unghiulară a arborilor motor şi primar, solidari în rotaţie după cuplarea ambreiajului, cu valoarea:

Pm

pPmmc II

II+

ω⋅+ω⋅=ω .

Energia cinetică pierdută, ∆E, se regăseşte sub forma de energie potenţială de răsucire elastică a transmisiei. Lucrul mecanic elementar de răsucire elastică a arborilor este dat de relaţia:

,ddd ϕ⋅ϕ⋅=ϕ⋅= ϕ tcML unde Mϕ este momentul de răsucire; ϕ - unghiul de răsucire; ct- rigiditatea la

răsucire a transmisiei. Prin integrare rezultă lucrul mecanic de răsucire: 2

2ϕ⋅= tcL

. Punând condiţia ca lucrul mecanic de răsucire să fie egal cu energia pierdută la cuplarea bruscă a ambreiajului şi anume:

,EL ∆= se obţine: ( )22

21

21

PmPm

Pmt II

IIc ω−ω⋅

+⋅

⋅=ϕ⋅⋅ .

Ţinând seama că momentul de răsucire este în acest caz un moment dinamic, rezultă pentru momentul dinamic generat în transmisie de cuplarea bruscă a ambreiajului valoarea:

( ) tPm

PmPmd c

IIII

M ⋅+⋅

⋅ω−ω= (3.12.)

Din analizarea relaţiei (3.12) rezultă că în afara aspectului subiectiv al evitării supraturării motorului la cuplarea ambreiajului, metoda obiectivă pentru micşorarea momentului dinamic care apare în transmisie la cuplarea bruscă a ambreiajului constă în reducerea rigidităţii totale de răsucire a transmisiei.

Micşorarea rigidităţii de răsucire a transmisiei se obţine prin înserierea între două elemente constructive ale părţii conduse a ambreiajului a unui element elastic suplimentar (fig.3.6).

Constructiv, elementul elastic suplimentar este format din mai multe arcuri elicoidale 1, din sârmă, dispuse tangenţial în ferestre decupate în discul condus, fiecare arc având unul din capete rezemat de discul 2 al garniturilor şi celalalt de flanşa 3 a butucului.

Ambreiajul

45

Faţă de rigiditatea elementului elastic suplimentar se precizează că, dacă acesta are o rigiditate prea redusă, sarcinile dinamice care apar pot depăşi chiar sarcinile obţinute în lipsa elementului elastic. Explicaţia constă în faptul că rigiditatea redusă a elementului elastic suplimentar creează un “gol suplimentar”, care conduce la apariţia şocurilor în transmisie.

Tot ca o soluţie constructivă menită să ducă la diminuarea solicitărilor dinamice din momentul cuplării bruşte a ambreiajului o reprezintă sporirea elasticităţii axiale a părţii conduse a ambreiajului, când se diminuează acţiunea forţelor de inerţie la decelerarea suprafeţelor frontale din contact. Elasticitatea axială se obţine prin construcţii speciale ale părţii conduse a ambreiajului.

Fig. 3.6. Dispunerea elementului

elastic suplimentar

3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea vibraţiilor de torsiune între motor şi transmisie Automobilul în ansamblul său formează un sistem elastic, care, în timpul

funcţionării este supus permanent acţiunii oscilaţiilor. Pentru grupul moto-propulsor sursa principală de oscilaţii este motorul cu ardere internă, iar factorul perturbator este momentul de torsiune al motorului, care solicită arborele cotit. Acest moment este format dintr-o fundamentală corespunzătoare turaţiei de funcţionare şi o infinitate de armonici. O altă sursă de oscilaţii, tot cu acţiune continuă, o reprezintă momentul rezistenţelor la înaintare determinat de caracteristicile drumului şi de regimul deplasării. Această sursă are de obicei un caracter aleator.

Transmiterea unor astfel de mărimi grupului motopropulsor, atunci când una din frecvenţele proprii ale grupului se suprapune peste o armonică a momentului perturbator, creează pericolul plasării unor componente în zone de rezonanţă. In acest caz amplitudinea oscilaţiilor creşte brusc, tinzând să producă ruperea organelor mecanice ale grupului.

Pentru înlăturarea posibilităţilor de apariţie a fenomenelor de rezonanţă de mai sus se poate interveni prin:

- variaţia caracteristicilor elastice ale transmisiei, pentru ca rezonanţa să nu poată surveni în cazul regimurilor de exploatare;

- prin introducerea în transmisie a unui element de amortizare capabil să absoarbă energia oscilaţiilor;

- prin introducerea în transmisie a unui element care să asigure caracterul neliniar al caracteristicii elastice a transmisiei.

Cea mai simplă metodă constă în combinarea unui element elastic suplimentar cu un element de amortizare.


46

Prin introducerea în partea condusă a ambreiajului a elementelor elastice suplimentare, descrise mai înainte, se înlătură posibilitatea apariţiei rezonanţei de înaltă frecvenţă. Pentru îmbunătăţirea calităţilor de izolare se recomandă ca elementul elastic suplimentar să aibă o caracteristică neliniară, obţinută cel mai frecvent prin înserierea mai multor arcuri cu intrare succesivă în funcţiune. Cum rigiditatea elementului elastic nu poate fi coborâtă sub o anumită limită,

eficacitatea lui scade în cazul frecvenţelor joase. De aceea, pe lângă elementul elastic suplimentar se utilizează şi un amortizor pentru înlăturarea apariţiei rezonanţei de joasă frecvenţă (fig.3.7).

Fig. 3.7. Dispunerea

izolatorului pentru vibraţii de torsiune

Amortizorul 1 montat în paralel cu arcurile 2 ale elementului elastic suplimentar, împreună cu care formează izolatorul de vibraţii de torsiune, dispunând, în construcţia părţii conduse a ambreiajului, de dimensiuni mici, este realizat de regulă cu frecare uscată, sub forma unui pachet de discuri strânse axial şi cu mişcări relative de rotaţie.

3.1.5. Cerinţele ambreiajului Ţinând seama de fenomenele prezentate anterior, un ambreiaj bine conceput şi corespunzător reglat trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe dintre care: • la decuplare să asigure desfacerea rapidă şi totală a legăturii dintre motor şi transmisie, pentru a da posibilitatea schimbării treptelor de viteză fără şocuri şi pentru a preîntâmpina uzura prematură a ambreiajului prin existenţă frecării mecanice din suprafeţele de contact atunci când automobilul este oprit cu motorul în funcţiune şi dintre cutia de viteze cuplată; • la cuplare să asigure cuplarea lină şi completă a motorului cu transmisia, adică să permită o creştere progresivă a momentului pe care îl transmite, pentru a se evita pornirea bruscă din loc a automobilului şi apariţia unor solicitări dinamice însemnate în transmisie. Cum în fazele cuplării ambreiajului o parte din energia motorului se transformă prin patinarea ambreiajului în căldură, ambreiajul trebuie să fie capabil să preia întreaga căldură rezultată, fără a se produce creşteri periculoase de temperatură, şi să o cedeze cu uşurinţă mediului exterior;

• în stare cuplată, în toate condiţiile normale de funcţionare ale automobilului, să asigure transmiterea integrală a momentului maxim al motorului, fără patinare, iar în regimurile în care pot apărea suprasarcini dinamice să limiteze, prin patinare, creşterea momentului, evitându-se astfel suprasolicitarea organelor transmisiei. De asemenea, faţă de caracterul periodic variabil al momentului motorului şi aleator variabil al rezistenţelor la înaintare, ambreiajul trebuie să asigure izolarea transmiterii vibraţiilor de torsiune între motor şi transmisie.

Ambreiajul

47

In afara condiţiilor impuse ambreiajului în diversele faze de funcţionare, acesta trebuie să mai îndeplinească următoarele: momentul de inerţie al părţii conduse, solidare la rotaţie cu arborele primar al cutiei de viteze, să fie cât mai mic, un moment mare prelungind durata de egalizare a vitezelor unghiulare ale roţilor dinţate ce urmează a fi cuplate; pe toată durata de funcţionare, parametrii de bază să varieze cât mai puţin, eventualele reglaje impuse de corectarea parametrilor urmând să se menţină timp îndelungat; să aibă o durată de serviciu şi o rezistenţă la uzură cât mai mari; să aibă dimensiuni geometrice şi mase cât mai reduse; să confere siguranţă în funcţionare printr-o construcţie simplă şi ieftină. 3.2. Construcţia ambreiajelor mecanice Ambreiajele mecanice întâlnite în construcţia de autoturisme sunt ambreiaje cu arcuri. Schemele de organizare constructivă a acestor ambreiaje sunt prezentate în fig.3.8. Partea conducătoare, legată de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care se montează, prin şuruburile 3, carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotaţie cu carcasa 4, având însă faţă de aceasta mobilitate relativă de translaţie, se găseşte discul de presiune 5. Pentru realizarea forţei necesare menţinerii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 şi discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcurile periferice 7 (fig. 3.8,a), respectiv arcul central diafragmă 9 (fig. 3.8,b).

Arcurile periferice (poz. 7, fig.3.8,a), dispuse echidistant pe periferia discului de presiune, sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă cu caracteristică liniară. Stările de funcţionare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea săgeţii elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.

La ambreiajul cu arc central diafragmă (fig. 3.8,b), rolul arcurilor de presiune şi al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un disc subţire din oţel, (poz. 9), de formă tronconică, având o serie de braţe elastice formate din tăieturi radiale. In mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 şi, prin reazemul 8 din zona mediană, de carcasa 4. Situarea arcului în diferite poziţii în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcţionare, se obţine prin modificarea înălţimii trunchiului de con la acţionarea cu o forţă deformatoare asupra cercului bazei mici. Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe arborele 11, care, în majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze. Partea de comandă este reprezentată prin pârghia 13 şi prin manşonul de decuplare 12.

In stare normală, ambreiajul este cuplat. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7 (fig.3.8.a), respectiv al arcului diafragma 9 (fig.3.8.b), care, montate precomprimat între carcasa 4 şi discul de presiune 5, în


48

tendinţa de destindere, vor realiza strângerea discului condus între volant şi discul de presiune.

a) b)

Fig. 3.8. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri: a-ambreiajul cu arcuri periferice; b - ambreiajul cu arc central diafragmă

Forţele normale de apăsare dintre suprafeţele conduse şi suprafeţele conducătoare vor determina apariţia forţelor de frecare, fiecare suprafaţă de frecare reprezentând o cale de legătură dintre părţile condusă şi conducătoare. Forţele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rotaţie, dau naştere momentului capabil al ambreiajului.

Decuplarea ambreiajului se obţine când în partea de comandă se dezvoltă o forţă de decuplare Fd, sub acţiunea căreia manşonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va roti pârghiile de decuplare 6, respectiv generatoarele arcului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de către pârghiile de decuplare a forţelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu frecare dintre părţile conducătoare şi condusă. Se obţine starea de debreiere (decuparea motorului de transmisie). Ambreierea după debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se obţine prin anularea forţei de decuplare Fd din partea de acţionare,

Ambreiajul

49

când, prin destinderea arcurilor în starea anterioară decuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare şi partea condusă.

Analizând comparativ construcţiile celor două tipuri de ambreiaje, la ambreiajele cu arcuri periferice se constată următoarele:

- apăsarea discului de presiune pe suprafaţa de frecare se face neuniform; - montarea arcurilor impune o serie de prevederi constructive legate de

menţinerea lor contra acţiunii forţei centrifuge la funcţionarea motorului şi de evitarea acţiunii directe a fluxului de căldură rezultat în fazele de patinare ale ambreiajului;

- pârghiile de decuplare impun operaţii laborioase de reglare pentru dispunerea capetelor din zona centrală într-un plan paralel cu planul manşonului de decuplare;

- gabarit axial mărit determinat de caracteristicile constructive ale arcurilor;

- fiabilitate redusă datorită existenţei unui număr mare de piese şi cuple mobile cu frecare ce intră în compunerea mecanismului ambreiaj.

Pentru analiză comparativă a caracteristicilor de funcţionare ale celor două tipuri de ambreiaje, în figura 3.9 se prezintă caracteristicilor elastice ale arcurilor prin dependenţa forţă elastică (F) - deformaţie (f).

Curba 1 corespunde ambreiajului cu arcuri periferice, iar curba 2 ambreiajului cu arc central diafragmă. Considerând că ambele tipuri de ambreiaje dezvoltă iniţial acelaşi moment, bazat pe dependenţa liniară dintre forţa arcurilor şi momentul capabil al ambreiajului, starea iniţială cuplată corespunde punctului C cu coordonatele (Fc,fc). Faţă de valoarea săgeţii din stare cuplată a ambreiajului (fc), sporirea deformaţiei corespunde cursei de debreiere, iar reducerea deformaţiei corespunde compensării uzurilor de frecare ale discului condus. Dacă ∆h este cursa necesară debreierii, punctele C1 şi C2 corespund poziţiei decuplate, iar punctele U1 şi U2, corespunzătoare detensionării arcurilor cu mărimea ∆u, stării de uzură maximă a garniturilor. Din analiza celor două caracteristici rezultă următoarele:

Fig.3.9. Caracteristicile de funcţionare ale

ambreiajelor mecanice cu arcuri

- acţionarea ambreiajului cu arc diafragmă este mai uşoară deoarece forţa necesară pentru menţinerea ambreiajului în poziţie decuplată este mai redusă la acest tip de ambreiaj (FD2<<FD1); - ambreiajul cu arc central diafragmă prezintă o progresivitate ridicată la cuplare datorită elasticităţii mari a arcului diafragmă;


50

- ambreiajul cu arc central diafragmă nu are tendinţa de patinare la uzarea garniturilor, deoarece momentul capabil al ambreiajului se menţine în jurul valorii nominale de nou pe toată durata de funcţionare a ambreiajului (corespunzătoare uzării garniturilor cu mărimea ∆h);

- toate elementele constructive sunt piese de revoluţie, astfel că echilibrarea ambreiajului se face fără dificultate.

Aspectele constructive şi funcţionale rezultate din prezentarea de mai înainte motivează utilizarea generalizată a ambreiajelor cu arc central diafragmă la toate construcţiile de autoturisme concepute după anii 1970-1975, de când obţinerea arcului diafragmă nu a mai prezentat o dificultate tehnologică. 3.2.1. Soluţii constructive de ambreiaje mecanice La ambreiajele cu arc central diafragmă, în funcţie de sensul de acţionare al forţei de decuplare, se disting două tipuri: ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin comprimare, numit şi ambreiaj de tip apăsat şi ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin tracţiune, numit şi ambreiaj de tip tras.

Construcţia ambreiajului cu arc diafragmă de tip apăsat (fig.3.10) utilizat la majoritatea autoturismelor de talie mică şi medie, precum şi a autoutilitarelor uşoare, cuprinde în partea conducătoare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2, discul de presiune 3 şi arcul diafragmă 4, montat precomprimat în carcasă. Solidarizarea în rotaţie dintre discul de presiune 3 şi carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice multiple 5, care permit şi translaţiile relative dintre disc şi carcasă necesare decuplării şi compensării uzurilor.

Fig.3.10. Construcţia ambreiajului cu arc diafragmă “apăsat”

În stare cuplată, starea normală a ambreiajului (poziţia C –deasupra axei de simetrie – fig. 3.10), arcul diafragmă 4, precomprimat între discul de presiune şi carcasă, apasă prin diametrul bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel forţa de apăsare necesară menţinerii ambreiajului în stare

Ambreiajul

51

cuplată. Faţă de carcasa 2, arcul se sprijină prin intermediul proeminenţei circulare “a” ambutisată pe carcasă. Pentru decuplare (poziţia D – sub axa de simetrie – fig. 3.10), prin apăsarea pedalei 6 este determinată rotirea pârghiei de debreiere 7, ce este articulată faţă de carterul ambreiajului; manşonul de decuplare 8 se deplasează axial spre stânga, acţionează arcul diafragmă în zona cercului bazei mici şi se roteşte în raport cu articulaţia de pe carcasă. Ca urmare a rotirii arcului în sens orar, rezemat pe coroana inelară “b” fixată pe carcasa 4, încetează acţiunea de apăsare asupra discului de presiune şi, prin lamele multiple 5, cu rol de arcuri readucătoare, discul de presiune 3 se retrage spre carcasă, realizându-se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legăturii cu frecare dintre discul condus 9 şi suprafeţele conducătore de frecare ale volantului 1 şi discului de presiune 3.

Fig.3.11. Construcţia ambreiajului cu

arc diafragma :”tras”

Construcţia ambreiajelor cu arc diafragmă de tip tras (fig.3.11) diferă de cea prezentată prin modul de montare al arcului diafragmă 1 precomprimat între carcasa 2 şi discul de presiune 3 prin rezemarea de carcasă prin cercul bazei mari. Starea decuplată se obţine prin deplasarea manşonului de decuplare 4 în sensul săgeţii, respectiv prin depărtarea manşonului de volantul motorului. 3.2.2. Elemente constructive ale ambreiajelor mecanice

a. Volantul. Rolul principal al volantului, determinat de motorul automobilului, este de volant de inerţie pentru reducerea gradului de neuniformitate a vitezei unghiulare de rotaţie a arborelui cotit, astfel că forma şi dimensiunile lui sunt determinate în mod esenţial de tipul motorului (cu aprindere prin scânteie, cu aprindere prin comprimare) şi regimul acestuia de funcţionare (lent sau rapid). Volantul este fixat pe arborele cotit al motorului într-o poziţie bine definită cu ajutorul şuruburilor. În zona exterioară a acestuia se găsesc coroana dispozitivului de pornire a motorului-demarorul (fixat de regulă pe carterul ambreiajului), precum şi coroana traductorului de turaţie al sistemului de alimentare, aprindere sau diagnosticare (dacă este cazul).


52

Fiind compatibil în dimensiuni cu partea conducătoare a ambreiajului, zona frontală a volantului constituie una dintre suprafeţele de frecare. Construcţia volantului este determinată de rolul funcţional pe care îl îndeplineşte pentru motor, iar configuraţia acestuia este influenţată şi de tipul mecanismului de ambreiaj cu care acesta este asamblat. Volantul clasic se întâlneşte în două variante: volantul monobloc, plat sau cu obadă, constituit ca o piesă masivă din fontă, şi volantul modular, compus din elemente asamblate. Volantul monobloc, răspândit la construcţiile actuale de autoturisme, este volantul plat. Datorită densităţii şi comportamentului favorabil în funcţionare (coeficient de frecare şi rezistenţă la uzură), în construcţia volantului este utilizată fonta: cenuşie, în cazul motoarelor clasice, şi nodulară, în cazul motoarelor ce funcţionează la turaţii ridicate (ce pot determina tensiuni interne periculoase). În vederea îmbunătăţirii progresivităţii cuplării şi rezistenţei la uzură, suprafaţa frontală aflată în contact cu garniturile de fricţiune este prelucrată cu rugozitate mică ( 0,8 microni). Lăţimea acesteia este superioară cu 2...3 mm celei a garniturii. Volantul modular (fig.3.12), datorită reducerii costurilor de fabricaţie, constituie o soluţie de viitor.

a) b) Fig.3.12. Construcţia volantului modular:

a - solidar cu arborele cotit al motorului; b - solidar cu carcasa ambreiajului

Ambreiajul

53

Este construit dintr-un disc de oţel (care este asamblat cu arborele cotit al motorului) pe care se fixează volantul propriu-zis, din fontă având forma unei coroane.

În varianta propusă de VALEO (fig. 3.12,a) de discul de oţel 1, solidaridarizat cu arborele cotit al motorului, se fixează prin şuruburile 2 volantul 3. La extremitatea discului de oţel 1 este ştanţată coroana 4 a traductorului de turaţie. Construcţia modulară a volantului produs de firma LUK, pentru VW Golf, (fig. 3.12,b) simplifică foarte mult construcţia ambreiajului, deoarece discul de oţel 1 al volantului modular 2 îndeplineşte şi funcţia de carcasă a ambreiajului. La volantul din figura 3.13, dezvoltat de constructori consacraţi de ambreiaje (VALEO, LUK sau SACHS) pentru autoturisme de clasă superioară, s-a asociat funcţionarea volantului de inerţie cu cele de element elastic suplimentar şi element izolator pentru vibraţiile de torsiune din grupul motopropulsor. Dublul volant este compus dintr-un volant primar 1, fixat pe arborele cotit al motorului şi un volant secundar 2, pe care se montează mecanismul ambreiaj. Între cei doi volanţi, centraţi printr-un rulment 3, este amplasat izolatorul de vibraţii torsionale, compus din arcurile elicoidale 4 şi amortizorul 5, format dintr-un pachet de inele de frecare. Datorită spaţiului disponibil în gabaritul volantului motor, dimensiunile izolatorului de vibraţii pot fi majorate faţă de cazul dispunerii lui în discul condus al ambreiajului şi, ca urmare, rezultă un filtraj al vibraţiilor torsionale foarte bun chiar şi în regimurile de turaţie reduse. Prin înserierea arcurilor 4 între cei doi volanţi acestea îndeplinesc şi rolul dispozitivului elastic suplimentar pentru limitarea momentului la cuplarea bruscă a ambreiajului.

Fig. 3.13. Volantul de inerţie asociat cu izolatorul de vibraţii de torsiune

b. Mecanismul ambreiaj este subansamblul ce asigură apăsarea şi eliberarea discului de fricţiune, poziţionat între acesta şi volant. Fixarea mecanismului de ambreiaj pe volant este de tip demontabilă şi este realizată cu ajutorul unor elemente de centrare şi al unor şuruburi dispuse în zona periferică. Principalele cerinţe funcţionale ale acestui subansamblu sunt: - să exercite o presiune uniform repartizată asupra discului de fricţiune;


54

- să fie bine echilibrat dinamic; - să aibă gabarit axial minim. În componenţa acestui subansamblu se găsesc următoarele elemente principale: discul de presiune, dispozitivul elastic de apăsare (presiune), carcasa ambreiajului (mecanismului).

Discul de presiune, confecţionat din fontă sau din oţel, se află în acelaşi regim de mişcare cu volantul motorului şi are posibilitatea deplasării axiale faţă de volant, mişcare necesară decuplării ambreiajului şi compensării uzurilor de frecare ale discului condus. Solidarizarea în mişcare de rotaţie şi ghidarea axială a discului de presiune cu volantul se face în mai multe moduri, din care cel mai frecvent este prin intermediul unor lamele radiale (fig.3.14), dispuse tangenţial (fig.3.14,a), în triunghi (fig. 3.14,b) sau radial (fig.3.14, c).

a) b) c)

Fig. 3.14,. Solidarizarea discului de presiune cu carcasa:

a - lamele radiale; b - în triunghi; c - radial.

Pentru asigurarea unei apăsări uniforme a discului condus pe suprafaţa de frecare, discul de presiune trebuie să fie rigid. Pentru a facilita transferul unei cantităţi cât mai mare de căldură, rezultată din procesul patinării ambreiajului, discul de presiune este prevăzut, pe partea opusă suprafeţei de frecare, cu aripioare de răcire. Carcasa ambreiajului este fixată rigid pe volantul motorului prin şuruburi, constituind suport pentru arcul diafragmă şi elementele de solidarizare în rotaţie şi ghidare axială a discului de presiune. In partea centrală, carcasa are o deschizătură circulară, prin care trece arborele ambreiajului cu manşonul de decuplare. Carcasa este obţinută prin ambutisare din tablă cu conţinut redus de carbon sau, în cazul unor ambreiaje de dimensiuni mari, prin turnare din fontă. Soluţia realizată din tablă ambutisată oferă avantajul de a obţine o uşoară elasticitate axială a carcasei, ce contribuie la progresivitatea cuplării. Dispozitivul elastic de apăsare (presiune) este constituit de arcul central diafragmă şi soluţia de fixare a arcului precomprimat între carcasă şi disc de presiune. Forţa de apăsare este realizată de un singur arc, de o construcţie specială, numit diafragmă. În stare liberă, arcul diafragmă are forma unui trunchi de con, cu braţe elastice, formate prin decupări radiale (fig. 3.15).

Ambreiajul

55

Fig. 3.15. Forme ale arcului diafragmă

Forţa elastică a arcului pentru o săgeată dată variază în funcţie de grosimea tablei, de unghiul conului şi de diametrele de rezemare pe carcasa mecanismului şi pe discul de presiune. În funcţie de sensul forţei de decuplare (manşonul de decuplare apasă sau trage partea centrală a arcului), se disting două tipuri de mecanisme: mecanism de tip apăsat, când la decuplare manşonul se apropie de volant, şi mecanism de tip tras, când la decuplare manşonul se îndepărtează de volant. Intre cele două tipuri de mecanisme este de remarcat că pentru performanţe identice, ambreiajul cu arc tras are o dezvoltare radială mai redusă decât ambreiajul cu arc comprimat, în timp ce acesta din urmă are un gabarit axial redus. In figura 3.16 sunt prezentate moduri de fixare a arcului între carcasă şi disc de presiune. Rezemarea arcului diafragmă faţă de discul de presiune se face printr-un cordon circular C, întrerupt din loc în loc de fante radiale, ce îmbunătăţesc schimbul termic prin accelerarea fenomenului de ventilare.

Asamblarea arcului cu carcasa se realizează de regulă cu elemente nedemontabile.

La soluţia din figura 3.16, a, denumită mecanism de tip comprimat cu articulare inel-antretoază Delta, articularea diafragmei 1 faţă de carcasa 2 este realizată pe un inel circular continuu 3, ambutisat pe carcasa 2, şi prin antretoazele 4 cu cap în formă Delta. Antretoazele sunt introduse în degajările circulare practicate la extremitatea canalelor

a) b) c) Fig.3.16 Asamblări ale arcului diafragmă: a -inel-antretoază Delta; b- coroana-inel;

c- articulare periferică


56

radiale şi sunt nituite pe carcasă. Uzurile ce apar în zonele de contact cu arcul înrăutăţesc funcţionarea ansamblului, limitând perioada de utilizare. Pentru o funcţionare corectă la asamblare este prevăzut un joc de montaj de 0,1....0,2 mm, pentru a evita solicitări suplimentare în arc; acest joc diminuează cursa utilă a discului de presiune. Deformarea lamelelor arcului şi cea a carcasei determină o întârziere la cuplare-decuplare dar îmbunătăţeşte progresivitatea ambreiajului.

La mecanismul de tip comprimat cu articulare coroană-inel (fig.3.16, b), articularea diafragmei 1 faţă de carcasa 2 se realizează printr-un inel continuu 3, ambutisat pe carcasă, şi printr-o coroană inelară 4, din tablă ambutisată, deformată elastic la montaj, pe cealaltă faţă a diafragmei. Asamblarea carcasă-diafragmă-coroană este realizată prin deformarea unor lamele decupate în carcasă, ce trec prin degajările circulare ale arcului într-o asemenea manieră, încât susţin şi apasă coroana inelară. Această construcţie asigură: o strângere elastică, limitând uzura datorată vibraţiilor, şi o rigiditate satisfăcătoare la acţionarea manşonului de decuplare, o bună preluare a abaterilor de execuţie a elementelor componente. La mecanismul de tip tras cu articulare periferică (fig.3.16, c), arcul diafragmă 1 se reazemă pe carcasa 2, printr-o simplă apăsare permanentă, prin cercul bazei mari pe inelul continuu 3, ambutisat în carcasă. Acest montaj este posibil în varianta "trasă", deoarece sensul forţei nu se schimbă când se trece de la faza cuplată la decuplat. Comanda decuplării se efectuează în sens invers, prin depărtarea manşonului de decuplare de discul de presiune. De regulă manşonul de decuplare este solidarizat cu arcul diafragmă. Prin acest montaj se evită jocul în articulaţie, astfel încât uzura este automat compensată. In plus, prin reducerea consolei între zona de apăsare a arcului diafragmă pe carcasă şi fixarea carcasei pe volantul motorului se măreşte rigiditatea carcasei. Întârzierea la decuplare este foarte mică şi la decuplare rămâne constantă în timp, în ciuda uzurii. Mecanismul de tip tras permite aplicarea de forţe axiale mari pe discul de presiune şi are aplicaţii la transmisiile cu un moment mare de încărcare, ce echipează autoutilitare. La utilizarea în cazul autoturismelor este redus efortul la pedală fără a spori dimensiunile ambreiajului. După asamblare, mecanismul de ambreiaj este echilibrat dinamic pe un utilaj specializat; pentru a fi adus în toleranţa prevăzută, fie se degajează porţiuni de material prin găurirea discului de presiune, fie se asamblează contragreutăţi prin nituire pe carcasă. Definirea caracteristicilor mecanismului de ambreiaj cu arc diafragmă se face prin inscripţionarea pe carcasă a unui cod format din cifre şi litere, de exemplu: 180 DBR 265 Forţa de apăsare [daN]; Manşonul de decuplare Ramforsat; Manşonul de decuplare cu Bile; Mecanismul cu Diafragmă; Diametrul exterior al discului [mm];

Ambreiajul

57

sau: 180 CP 310 Forţa de apăsare [daN];

Sistemul de acţionare cu presiune constantă (Constant Pressure);

Diametrul exterior al discului [mm]; c. Discul condus este un subansamblu constructiv al părţii conduse a ambreiajului, care, sub acţiunea forţelor axiale dezvoltate în mecanismul ambreiaj, permite transmiterea fluxului de putere al motorului către arborele condus al ambreiajului. Principalele cerinţe funcţionale ale acestui subansamblu sunt: să transmită integral momentul motor; să utilizeze cu eficacitate forţa furnizată de mecanismul ambreiaj; să asigure progresivitate la cuplarea ambreiajului la pornire din loc sau după schimbarea treptei de viteză; să permită o bună ventilare; să asigure izolarea vibraţiilor de torsiune provenite de la motor pentru a proteja transmisia.

Fig.3.17. Construcţia discului condus

Discul condus (fig.3.17) este format din discul suport 2 pe care se fixează garniturile de frecare 1 şi 3, butucul cu flanşa 5, izolatorul pentru vibraţii de torsiune, format din elementul elastic 6 şi inelele de frecare 4 şi 7, discul suplimentar (de închidere) 9 şi niturile de asamblare 8. Discul suport din componenţa discului condus al ambreiajului este realizat din oţel şi are un dublu rol: fixarea garniturilor de fricţiune şi transmiterea momentului de torsiune între garniturile de frecare şi butucul discului. La cuplare, creşterea momentului capabil al ambreiajului depinde de proprietăţile elastice ale ambreiajului şi de ritmul cuplării. Proprietăţile elastice în direcţia axială ale discului condus au importanţă deosebită asupra cuplării line a ambreiajului. Cu cât este mai mare elasticitatea axială a discului condus, cu atât creşterea forţei de apăsare dintre suprafeţele de frecare, respectiv a momentului de frecare, va fi mai progresivă, iar cuplarea ambreiajului va fi mai lină.


58

Progresivitatea cuplării este asigurată de elasticitatea axială a discului condus, iar proprietăţile elastice depind de construcţia discului suport. In figura 3.18 sunt prezentate soluţii pentru sporirea elasticităţii axiale a discului suport. Discul dantelat (fig.3.18, a) este prevăzut cu tăieturi radiale, împărţit în mai multe sectoare îndoite, astfel încât în zona periferică discul este ondulat. Păstrarea acestei forme în funcţionare se face printr-o alegere corespunzătoare a materialului (oţel arc) şi printr-un tratament termic adecvat. În plus, decupările suplimentare previn deformaţiile sub efectul tensiunilor interne remanente după supraîncălzirea din perioadele de patinare.

a) b) c)

Fig. 3.18. Soluţii pentru sporirea elasticităţii axiale a discului condus: a- disc dantelat; b- arc plat; c- disc ondulat şi arc plat

Pe ambele feţe ale discului 1 sunt montate, prin nituire, câte o garnitură de

frecare 2 şi 3, pe sectoarele a căror curbură este îndreptată spre garnitură, astfel încât, în stare liberă, între garnituri şi disc există un joc de 0,5...1 mm, funcţie de mărimea discului de ambreiaj. La cuplare, suprafaţa de contact creşte progresiv pe măsură ce discul suport se apropie de forma plană, asigurând o ambreiere lină, fără şocuri.

La soluţia din figura 3.18, b, discul suport 1 este executat plat, însă între el şi garnitura de frecare 2 este introdus arcul ondulat 3, fixat de discul suport cu niturile centrale 4. De ambele părţi se fixează cele două garnituri de frecare, una direct pe discul suport plat de oţel, iar cealaltă pe arcul ondulat. La discul condus din figura 3.18, c, pentru sporirea elasticităţii axiale pe discul suport ondulat 1, se

Ambreiajul

59

montează arcul ondulat 2. Niturile 3 de fixare a arcurilor ondulate fixează, alternativ, de suport şi câte una din garniturile de frecare 4 şi 5. Niturile de fixare sunt din cupru, din aluminiu sau din alamă, cu cap înecat sau sunt nituri tubulare din oţel moale. Discul suport al garniturilor se fixează de flanşa butucului prin intermediul izolatorului pentru vibraţii torsionale, ce apar datorită rotaţiei neuniforme a arborelui cotit şi datorită variaţiilor vitezelor unghiulare la deplasarea automobilului. Acest ansamblu (fig. 3.19) se compune din două părţi, concentrice, cu

mobilitate radială una faţă de cealaltă şi legate între ele printr-un sistem elastic. Prima parte este constituită dintr-un butuc canelat 1 şi o flanşă 2, corp comun sau sertizate, ce culisează pe arborele ambreiaj sau pe arborele primar al cutiei de viteze. Partea a doua este formată din discul suport 3 al garniturilor şi un disc de închidere (ghidare) 4. Între aceste două părţi se află montate arcurile elicoidale 5,

Fig.3.19. Izolatorul pentru vibraţiile de torsiune


60

ce formează dispozitivul elastic şi unul sau două seturi de garnituri de fricţiune 6 şi arcuri lamelare circulare, ce formează dispozitivul amortizor. Antrenat în rotaţie de momentul motor, ansamblul periferic format din discul suport şi discul de ghidare lateral, solidarizate prin niturile distanţiere 7, comprimă arcurile fixate în ferestrele corespondente şi, prin intermediul acestora momentul este transmis flanşei butucului canelat. Deplasarea relativă de rotaţie dintre discul suport şi flanşa butucului, permisă de deformarea arcurilor elicoidale, determină în amortizor dezvoltarea de lucru mecanic de frecare, care duce la amortizarea mişcării relative de rotaţie. Frecările din amortizor şi caracteristicile elastice ale arcurilor, corelate cu momentele de intrare în acţiune a arcurilor, oferă posibilitatea de a se controla în particular histerezisul izolatorului care determină calitatea filtrării vibraţiilor torsionale, evitându-se zgomotul din angrenajele transmisiei. Pentru diminuarea zgomotului cutiei de viteze, când funcţionează în sarcină, în regimul tracţiunii sau în frână de motor, intrarea în acţiune a arcurilor se va face diferenţiat, iar amortizorul va fi conceput într-o astfel de manieră, încât să se obţină un histerezis variabil prin multiplicarea suprafeţelor interne de frecare, prin utilizarea rondelelor din metal sau din plastic de geometrie variată. Dacă la funcţionarea în sarcină rigiditatea rezultată a arcurilor variază între 5…20 N/grad unghiular, pentru diminuarea zgomotului, în poziţia neutră a cutiei de viteze, este necesară o rigiditate a arcurilor şi un histerezis al sistemului de ordinul a 0,6…0,8 N/grad unghiular. Satisfacerea simultană a cerinţelor este posibilă prin utilizarea discurilor cu izolator dublu: izolatorul principal, care atenuează vibraţiile în

sarcină, preizolatorul, care le absoarbe pe cele de la punctul mort (fig.3.20). Dată fiind complexitatea construcţiei, aceasta are utilizare restrânsă, la autoturisme de clasă specială. Garniturile de frecare sunt elemente în formă de coroană circulară fixate prin nituri pe discul suport din oţel (fig.3.21).

Materialele din care sunt executate garniturile de

frecare sunt astfel alese încât să asigure: un coeficient de frecare ridicat cu bună stabilitate în timp, rezistenţă la uzură, funcţionare fără zgomot, rezistenţă mecanică (sub efectul centrifugării), rezistenţă la temperaturi înalte, elasticitate axială.

Fig.3.20. Izolator dublu pentru vibraţii de torsiune

Garniturile de tip FERODO, care erau folosite curent până acum şi care aveau în compoziţie fibre de azbest, au fost înlocuite de garnituri din răşini sintetice armate cu fibre de kevlar sau cu fibre din sticlă, nepoluante prin particulele rezultate din uzura garniturilor. Utilizând metalurgia pulberilor, prin sinterizare se pot obţine garnituri de o bună calitate, care au însă tendinţa unei funcţionări cu zgomot.

Ambreiajul

61

Fig.3.21. Tipuri de garnituri de frecare Garniturile moderne sunt elaborate pe bază de fire compuse din diferite fibre şi impregnate cu liant, înfăşurate într-o răşină sintetică. Piesele pot avea grosimi de 2,7…4 mm. Acest procedeu tehnologic le conferă o bună rezistenţă la forţele centrifugale. Pentru a proteja garniturile de frecare împotriva încălzirii exagerate, pe suprafaţa acestora se prevăd o serie de canale radiale, prin care, la rotirea ambreiajului, circulă aer care contribuie la răcirea suprafeţelor de frecare. In acelaşi timp, şanţurile contribuie la menţinerea curată a suprafeţelor de frecare prin evacuarea centrifugala a particulelor rezultate din uzura garniturilor şi, într-o măsură oarecare, la cuplarea totală şi rapidă a ambreiajului prin înlăturarea fenomenului de ventuzare a garniturilor de frecare pe suprafeţele de contact. Garniturile ambreiajelor destinate automobilelor de competiţie prezintă caracteristici particulare: cuplul transmis şi turaţiile de lucru sunt superioare celor de serie, iar progresivitatea şi amortizarea vibraţiilor nu constituie cerinţe imperative. Construcţia presupune utilizarea garniturilor de tip metalo-ceramic. Garniturile metalo-ceramice se prezintă sub forma unor plăci care au proprietăţi mecanice scăzute. Pentru îmbunătăţirea calităţilor mecanice se confecţionează aşa-numitele plăcuţe bimetalice, la care masa metalo-ceramică se aplică pe plăci suport din oţel. In tabelul 3.1 sunt prezentate principalele caracteristici ale garniturilor de frecare. d. Manşonul de decuplare este elementul ce permite transmiterea efortului de decuplare (prin apăsare sau prin tracţiune) primit de la furca de decuplare fixată pe carterul ambreiajului, mecanismului ambreiaj aflat în mişcare de rotaţie. Ansamblul este concentric cu arborele ambreiajului. La ambreiajele cu mecanisme cu arcuri periferice, manşonul acţionează asupra pârghiilor de decuplare. La ambreiajele cu mecanisme cu arcuri tip diafragmă, manşonul acţionează direct asupra părţii centrale a arcului.

Manşonul se compune din două inele cilindrice coaxiale, unul în rotaţie cu mecanismul ambreiaj şi celălalt fără rotaţie, legat de furca de comandă. Pentru evitarea încălzirii provocate de frecarea de contact, la soluţiile actuale, între aceste inele, se intercalează un rulment, numit rulment de presiune.


62

Ambreiajul

63

Construcţia unui manşon de decuplare cu ghidaj central este prezentată în figura 3.22, a. Partea fără rotaţie a manşonului 1 culisează pe bucşa 2, concentrică cu arborele ambreiajului, şi fixată în carterul ambreiajului; partea rotitoare (inelul rotitor al rulmentului 3) acţionează direct asupra pârghiilor de decuplare sau asupra arcului de tip diafragmă.

a) b)

Fig.3.22. Construcţia manşonului de decuplare: a- cu ghidaj central; b- cu autocentrare

Această construcţie poate să funcţioneze şi fără cursă liberă (gardă)

împreună cu un sistem de acţionare adaptat. Manşonul de decuplare cu autocentrare (fig.3.22, b) se utilizează atât în situaţia unei comenzi cu joc (gardă), cât şi în cea a unei comenzi de tipul cu apăsare constantă. El elimină dezavantajele provocate de dezaxarea posibilă între manşonul de decuplare şi mecanismul ambreiajului (zgomot şi uzură accentuate), ce pot apărea în montajul prezentat mai înainte. Rulmentul 1 se poate deplasa radial în raport cu manşonul culisant 2, astfel încât se autocentrează pe mecanismul ambreiaj 3.

3.2.3. Sistemul de acţionare a ambreiajului Ambreiajul mecanic cu discuri poate avea în funcţionare două stări: cuplat şi decuplat. Trecerea ambreiajului din starea cuplată (normală) în starea decuplată se obţine în urma acţiunii de debreiere şi se realizează prin intermediul sistemului de acţionare, care desface legătura de cuplare. Pentru a corespunde constructiv şi funcţional, sistemele de acţionare a ambreiajului trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe printre care: să asigure o cuplare rapidă şi o decuplare rapidă şi totală, forţa aplicată pedalei să fie cât mai mică (80…120 N la curse ale pedalei de 80…120


64

mm); să asigure compensarea automată a jocurilor datorate uzurilor normale ale ambreiajului, să aibă o construcţie simplă şi sigură în utilizare. Din punct de vedere constructiv, sistemele de acţionare pot fi cu comandă mecanică sau cu comandă hidraulică. a. Comanda mecanică a ambreiajului. La acest tip de comandă, realizată în variantele moderne prin cablu, acţionarea manşonului de decuplare se face de către conducătorul automobilului prin apăsarea pedalei de ambreiaj. Comanda cu cablu se bazează pe capacitatea de a transmite forţa de acţionare prin deplasarea unui cablu menţinut pe un traseu de regulă curbiliniu de o teacă fixă. Construcţia unui astfel de mecanism este prezentată în figura 3.23. Comanda se transmite de la pedala 1 la furca 9, articulată de pârghia de debreiere 10, prin intermediul cablului 2 montat în teaca 5. La comanda prin cablu, transmiterea efortului de acţionare se face numai prin tracţiune. Cablul este constituit dintr-un miez flexibil şi inextensibil din oţel, ce preia sarcina şi o îmbrăcăminte de fire înfăşurate în spirală, alternativ în cele două sensuri; flexibilitatea este conferită de alunecarea dintre fire.

Fig.3.23. Construcţia mecanismului cu comandă mecanică La fiecare extremitate, cablul este solidarizat cu elemente sertizate, pentru asamblare cu pedala de ambreiaj 1 şi cu furca de debreiere 9.

Ambreiajul

65

Teaca constituie un tub flexibil şi incompresibil, având diametrul interior superior cablului pentru a permite unsorii să uşureze mişcarea cablului. Construcţia asigură rezistenţă la eforturile transversale dezvoltate de cablu în zonele de curbură. Teaca este îmbrăcată într-o manta din PVC, care împiedică pătrunderea apei şi prafului, şi este rezemată între planşeul 4 al automobilului şi carterul 8 al ambreiajului prin ansamblul elastic 3 şi respectiv 6,7. Pentru compensarea uzurii garniturilor de fricţiune, cursa liberă necesită un reglaj periodic. Reglarea cursei libere (gardă) existentă între manşonul de decuplare şi mecanismul de ambreiaj (arc diafragmă sau pârghiile de decuplare) se realizează cu dispozitivul 11 de tip şurub-piuliţă asigurat cu contrapiuliţă. Controlul valorii de reglaj este realizat prin mărimea deplasării furcii sau a pedalei, deoarece manşonul de decuplare nu este accesibil. Revenirea pedalei după debreiere se realizează de arcul 12.

In figura 3.24 este prezentată construcţia sistemului de acţionare pentru un ambreiaj cu mecanism cu apăsare constantă. Pentru realizarea apăsării constante a manşonului de decuplare 1 asupra mecanismului ambreiajului 2, planşeul pedalier este prevăzut cu arcul de compresiune 3, ce tensionează sistemul. Arcul 3 menţine manşonul de decuplare apăsat pe diafragmă cu o forţă de 50…80 N. Reglarea cursei active a pedalei poate fi realizată cu un dispozitiv şurub-piuliţă 4, asigurat cu contrapiuliţă situat şi în acest caz la extremitatea cablului din zona furcii exterioare carterului ambreiaj. Pentru a verifica dacă elementul de tracţiune – cablul - culisează liber în teacă este suficientă ridicarea pedalei pentru a se evidenţia existenţa unei curse libere între extremitatea pedalei şi tampon.

Fig.3.24. Mecanismul de acţionare cu apăsare

constantă

Sistemele moderne de acţionare mecanică sunt prevăzute cu dispozitive de reglare automate.

Construcţia unui astfel de dispozitiv, utilizat la autoturismele Renault, este prezentată in figura 3.25. Cablul flexibil 1 este comandat de pedala 2 prin intermediul bieletei 3 şi al sectorului dinţat 4. În poziţie de repaus, când ambreiajul este cuplat, pedala de ambreiaj 2 şi bieleta 3 apasă tamponul limitator 5, fixat pe caroserie astfel că pedala nu se află în contact cu sectorul dinţat 4. Sectorul dinţat fiind liber de acţiunea pedalei, dar sub acţiunea arcului 7, tensionează cablul de


66

comandă 1, determinând o apăsare constantă de apăsare a manşonului de decuplare asupra diafragmei. La acţionare pedala 2 se roteşte în jurul axului principal 6.

Fig.3.25. Mecanism cu dispozitiv de reglare automată

Fazele de funcţionare ale mecanismului corespund schemelor din figura 3.26.

a) b) c)

Fig.2.26. Fazele de funcţionare ale mecanismului de acţionare cu

dispozitiv de reglare automată a-poziţia neacţionată a pedalei; b- începutul acţionarii pedalei; c- poziţia apăsată a pedalei

Ambreiajul

67

La începutul acţionării (fig.3.26, b), când se apasă pedala de ambreiaj,

pedala 2 se roteşte în jurul axului principal 6, desprinzându-se din contactul cu tamponul limitator 5. Rotaţia liberă a pedalei este posibilă până ce extremitatea sa superioară angrenează cu sectorul dinţat 4, moment în care este împiedicată pivotarea liberă în jurul axului 6. La apăsarea în continuare asupra pedalei (fig.3.26, c), ansamblul cuplat, format din pedala 2-sectorul dintat 4 - bieleta 3, se roteşte în jurul axului principal 6, funcţionarea fiind identică celei cu pedală clasică. Revenirea sistemului după debreiere se face până când pedala vine în contact cu tamponul limitator 5, respectiv se revine în poziţia din fig.3.26, a, care corespunde jocului prescris al pedalei şi apăsării constante a manşonului asupra arcului diafragmă. b. Comanda hidraulică a ambreiajului, ca principiu de funcţionare şi realizare constructivă, este similară comenzii hidraulice a frânelor. In figura 3.27 este prezentată construcţia de ansamblu a unei comenzi hidraulice a ambreiajului.

Fig.3.27. Organizarea acţionării hidraulice a ambreiajului

Pedala de ambreiaj 4 acţionează pistonul pompei hidraulice de comandă 3; pompa este alimentată cu ulei special furnizat de rezervorul 5. Prin intermediul unei conducte flexibile 6, fluidul este transmis cilindrului receptor 2, al cărui piston acţionează furca 1 legată de manşonul de decuplare. Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obţinut prin adoptarea unui diametru, pentru cilindrul receptor, superior celui al cilindrului pompei de comandă.


68

Datorită vibraţiilor grupului motopropulsor, cilindrul receptor are o fiabilitate redusă. Pentru a atenua acest dezavantaj al sistemului hidraulic precum şi pentru a spori durabilitatea rulmentului din manşonul de decuplare a fost promovată, în ultimii ani, soluţia în care cilindrul receptor este integrat manşonului de decuplare. Este suprimată astfel şi furca al cărui principal inconvenient este cel de transformare a mişcării de rotaţie (în jurul articulaţiei faţă de carter) în mişcare de translaţie a manşonului de decuplare. In figura 3.28 sunt prezentate două soluţii promovate de firma Sachs. Poziţia ”C”, dispusă deasupra axei, corespunde stării cuplate a ambreiajului, iar poziţia “D”, dispusă sub axă, corespunde stării debreiate a ambreiajului. Distanţa Sm corespunde cursei manşonului pentru decuplarea ambreiajului. La soluţia din figura 3.28,a, deplasarea axială a rulmentului de presiune 1 se face de pistonul 2 al cilindrului receptor 3 din bucşa 4. Accesul

a) b)

Fig. 3.28. Cilindrul receptor integrat manşonului de decuplare:

a- cu etanşare frontală; b- cu etanşare radială lichidului sub presiune se face prin racordul 5, etanşarea fiind asigurată de garnitura frontală cu autoetanşare 6. Menţinerea apăsării constante a rulmentului asupra arcului diafragmă se face de arcul de compresiune 7. La varianta din figura 3.28, b similară constructiv, rezultă creşterea diametrului activ al cilindrului receptor, dar, prin deplasarea relativă a pistonului 1 faţa de cele două suprafeţe cilindrice concentrice ale bucşei 2, apar dificultăţi de etanşare. In figura 3.29 sunt prezentate trei construcţii de ambreiaje utilizate la autoturisme de oraş, iar în figura 3.30 sunt prezentate trei construcţii de ambreiaje utilizate la autoturisme de tip “tot-teren”.

Ambreiajul

69

Fi

g. 3

.29.

Tip

uri c

onst

ruct

ive

de a

mbr

eiaj

e m

ecan

ice

pent

ru a

utot

uris

me

de o

raş


70

g. 3

.30.

Tip

uri c

onst

ruct

ive

de a

mbr

eiaj

e m

ecan

ice

pent

ru a

utot

urism

e “t

ot-te

ren”

Ambreiajul

71

3.3. Elemente de calculul ambreiajelor Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motorului, în funcţie tipul şi destinaţia automobilului şi de verificare la rezistenţă a principalelor piese componente. 3.3.1. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului Parametrii principali care caracterizează construcţia ambreiajului se referă la coeficientul de siguranţă (β), presiunea specifică (ps) şi creşterea de temperatură (∆t) în ambreiaj la pornirea din loc a automobilului. a. Coeficientul de siguranţa al ambreiajului (β). In timpul funcţionării ambreiajelor, ca urmare a frecărilor normale din fazele de cuplare decuplare ale ambreiajului, suprafeţele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii. Faţă de construcţia mecanismului ambreiaj şi modul de generare a forţelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determină o detensionare a arcurilor şi deci o modificare a forţei de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului şi în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă momentul capabil al mai mare decât momentul maxim al motorului.

In calculele de predimensionare acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranţă al ambreiajului, notat β şi definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul al ambreiajului (Ma) şi momentul maxim al motorului

(MM): 1>=βM

a

MM

, de unde se obţine valoarea momentului necesar al

ambreiajului: aM MM⋅β= (3.13)

Alegerea valorii coeficientului de siguranţă al ambreiajului în vederea determinării momentului necesar al ambreiajului se face ţinându-se seama de tipul şi destinaţia automobilului, precum şi de particularităţile ambreiajului. Pentru valori mari ale coeficientului de siguranţă β se reduce intensitatea patinării ambreiajului la uzarea garniturilor de frecare, se reduce lucrul mecanic de patinare şi, prin aceasta, se sporeşte durata de funcţionare a ambreiajului şi se reduce timpul de ambreiere, îmbunătăţindu-se dinamicitatea automobilului. Mărirea exagerată a coeficientului de siguranţă contribuie la apariţia unor suprasarcini în transmisie, în special la frânarea bruscă a automobilului, prin diminuarea capacităţii de protecţie prin patinare. In plus, cu cât β are valori mai ridicate, cu atât şi forţa necesară pentru decuplarea ambreiajului devine mai mare. Ambreiajul la care coeficientul de siguranţă are valori reduse protejează bine transmisia de suprasarcini, deoarece patinarea ambreiajului are loc la valori mai mici ale momentului de torsiune, deci mai uşor şi mai frecvent în timpul deplasării automobilului. Această situaţie poate deveni dezavantajoasă, deoarece alunecările frecvente provoacă uzura prematură a discurilor.


72

De-a lungul duratei de utilizare a automobilului, prin uzarea garniturilor de frecare ale ambreiajului valoarea coeficientului de siguranţă se modifică după caracteristica elastică a arcurilor utilizate. Corespunzător reducerii forţei de apăsare a arcurilor datorită uzării ambreiajului scade şi valoarea momentului capabil al ambreiajului. Îndeplinirea cerinţei de transmitere integrală a momentului maxim al motorului limitează scăderea coeficientului de siguranţă al ambreiajului uzat până la limita: βu ≥ 1. Ţinând seama de precizările de mai înainte, pentru valorilor coeficientului de siguranţă al ambreiajului, în concordanţă cu valorile întâlnite la automobile similare, se recomandă: β=1,4…1,7 pentru autoturisme cu capacitate normală de trecere; β=2,0…2,5 pentru autoturisme cu capacitate mărită de trecere; β=3,0…4,0 pentru autoturisme de competiţii sportive. Valorile spre limita superioară se recomandă în cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale, la care reducerea forţei elastice este direct proporţională cu uzura garniturilor iar valorile spre limita inferioară se recomandă în cazul arcurilor centrale diafragmă, la care forţa capabilă a arcurilor este puţin influenţată de modificarea săgeţii de precomprimare a arcului în limita uzurilor normale. b. Presiunea specifică (p0). Presiunea specifică dintre suprafeţele de frecare ale ambreiajului se defineşte ca raportul dintre forţa dezvoltată de arcul (arcurile) de presiune (F) şi aria unei suprafeţe de frecare a ambreiajului (A), după relaţia:

]MPa[AFp =0 . (3.13)

Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată prin tensiunea admisibilă de strivire a materialului constituent al garniturilor. Faţa de această limită fizică, în adoptarea valorii de predimensionare a ambreiajului sunt de considerat următoarele aspecte: • valori spre limita tensiunii admisibile de strivire favorizează reducerea dimensiunilor constructive ale ambreiajului, în sensul că discurile conduse vor avea dezvoltări radiale mici, cu momente reduse de inerţie; dependenţa directă a uzurii de frecare de valoarea presiunii normale din suprafaţa de alunecare face ca durabilitatea ambreiajului să se reducă, sub limitele acceptate construcţiei de automobile; • valori mici ale presiunii specifice implică suprafeţe mari de frecare, care presupun dezvoltări radiale însemnate ale discurilor conduse şi, de aici, creşterea gabaritelor, a maselor şi a momentelor de inerţie ale părţii conduse a ambreiajului. In plus, prin creşterea razelor, se sporesc vitezele tangenţiale de alunecare dintre suprafeţele de contact la cuplarea ambreiajului, situaţie în care creşte uzura de alunecare a garniturilor.

Din considerente de uzură a suprafeţelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite: po = 0,2 … 0,5 [MPa] în cazul garniturilor din răşini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau cu fibre de sticlă şi po = 1,5 … 2,0 [MPa] pentru cele metaloceramice.

Ambreiajul

73

c. Creşterea temperaturii pieselor ambreiajului (∆t). La un parcurs urban de 10 km, frecvenţa cuplărilor - decuplărilor ambreiajului este de circa 100…300 ori. S-a arătat în paragraful 3.1.1 că în procesul cuplării şi decuplării ambreiajului, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă, prin patinare, în căldură, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului, din care cauză garniturile de frecare funcţionează la temperaturi ridicate. Experienţele au arătat că o creştere a temperaturii în planul de alunecare al garniturilor de la 30 la 100o C măreşte uzura acestora de circa două ori. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor de viteză, în calcule se consideră situaţia cea mai dezavantajoasă, cea a pornirii din loc. De asemenea, având în vedere durata procesului de cuplare (tc<1,0 secunde), schimbul de căldură cu exteriorul este redus, astfel că se consideră că întreg lucrul mecanic de patinare se regăseşte sub formă de căldură în discul de presiune şi în volant.

Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relaţia:

pmc

Lt⋅⋅α

=∆ , (3.15.)

unde: ∆to este creşterea de temperatură; L - lucrul mecanic de patinare, dat de relaţia (3.6); α =0,5-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului; mp este masa pieselor ce se încălzesc; c = 500 J/kg⋅OC este căldura specifică a pieselor din fontă şi oţel.

Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creşterea de temperatură la pornirea din loc este în limitele ∆t = 8…15 OC.

3.3.2. Dimensionarea garniturilor de frecare Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin

intermediul cărora se stabileşte, prin forţe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafeţele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părţile conducătoare ale ambreiajului. In aceste condiţii momentul capabil al ambreiajului este momentul forţelor de frecare, dat de relaţia:

2

iemacap

RRFiRFiM

+⋅µ⋅⋅=⋅µ⋅⋅= (3.16)

unde i=2.n este numărul suprafeţelor de frecare (al căilor de legătură dintre partea conducătoare şi partea condusă); n-numărul discurilor conduse ale ambreiajului;

Rmed= 2ie RR +

- raza medie a suprafeţei de frecare; Re şi Ri –razele exterioară şi

interioară ale suprafeţelor inelare de frecare; µ - coeficientul de frecare dintre suprafeţele discurilor; F-forţa normală de apăsare.


74

Pentru forţa normală de apăsare, dată de relaţia (3.14), sub forma F= , unde Apo ⋅ ( )2

i2e RRA −⋅π= este aria unei garnituri de frecare, momentul

capabil al ambreiajului este:

( )22

2 ieie

oacap RRRR

piM −⋅+

⋅π⋅µ⋅⋅= (3.17)

Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul capabil dat de relaţia (3.16) este egal cu momentul necesar definit de relaţia (3.13), adică:

( ieie

oMacapa RRRR

piMMM −⋅−

⋅π⋅µ⋅⋅=⋅β⇒=2

22

)

de unde rezultă:

( )( )cR

ccpiM

R eo

Me iR ⋅

+−⋅⋅π⋅⋅µ⋅β⋅

= =;11

23 2 , (3.18)

unde 75,0...53,0==e

i

RR

c . Referitor la acest raport, care influenţează uniformitatea

de uzare radială a garniturilor, se fac următoarele precizări: valorile spre limita inferioară ale coeficientului c arată că există o diferenţă mare între razele suprafeţelor de frecare, deci o lăţime mare, ceea ce are drept consecinţă o uzură neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenţei mari dintre vitezele de alunecare. In scopul uzării uniforme, mai ales în cazul automobilelor echipate cu motoare rapide, se recomandă folosirea de valori ale coeficientului c spre limita superioară. Garniturile de frecare sunt piese de uzură ale ambreiajului, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mai multe ori înlocuite. Posibilitatea de înlocuire trebuie să ofere interschimbabilitate pieselor, motiv pentru care garniturile sunt realizate într-o gamă tipodimensională limitată prezentată în tabelul 3.2 după STAS 7793-83. In aceste condiţii valorile Re şi Ri obţinute prin relaţia (3.18) sunt valori de predimensionare, valorile definitive ţinând seama de încadrarea valorilor de calcul în prima valoare normalizată a garniturilor.

Tabelul 3.2 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]

De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350 Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195 g 2,5…3,5 3,5 3,5 ; 4,0

De,Di - diametrul exterior, respectiv exterior al garniturii; g-grosimea garniturii 3.3.3. Calculul arcurilor de presiune

Menţinerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat este posibilă când pe suprafaţa de frecare se dezvoltă forţa normală:

Ambreiajul

75

)(2

ie

M

med

M

RRiM

RiM

F+⋅µ⋅

⋅β⋅=

⋅µ⋅⋅β

= (3.19.)

La ambreiajele cu arc diafragmă forţa dată de relaţia (3.18) trebuie să fie dezvoltată de arc în starea cuplată a ambreiajului. La ambreiajele cu arcuri periferice, forţa de apăsare este dată de forţa totală a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe periferia discului de presiune. Numărul de arcuri se alege multiplu al numărului de pârghii de decuplare, ţinându-se seama ca forţa dezvoltată de un arc să nu depăşească 500…700 N.

a. Calculul arcului diafragmă. Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 3.31. Forţele care solicită arcul diafragmă în cele două situaţii de rezemare care apar în timpul funcţionării ambreiajului sunt prezentate în figura 3.32,a, pentru situaţia ambreiat, şi în figura 3.32,b, pentru situaţia debreiat. Se consideră că arcul că

Fig. 3.31.Construcţia arcului diafragmă

arcul diafragmă prezintă două elemente funcţionale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, şi lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se explică pe modelul constructiv din figura 3.33, unde cele două elemente componente ale arcului diafragmă, arcul disc şi pârghiile, sunt prezentate separat. Configuraţia pârghiilor a fost aleasă, încât rezemarea arcului disc se face pe circumferinţele cu diametrele d1 şi d2 ca în cazul clasic de solicitare a arcului disc iar articulaţiile pe care oscilează pârghiile se găsesc pe circumferinţă cu diametrul d2 respectiv d3.

Fig.3.32. Forţele care acţionează asupra ambreiajului

a)-starea ambreiat; b)-starea debreiat

Modelul constructiv din figura 3.33 îndeplineşte în ambreiaj acelaşi rol funcţional ca şi arcul diafragmă. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragmă utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente ale sale: arcul disc şi pârghiile de debreiere.

Pentru calcule se folosesc următoarele notaţii: - d1, d2, d3, S, H, h - dimensiunile arcului diafragmă;


76

- 1, 2, 3, 4, poziţia reazemelor;

- z - numărul de braţe; - α - unghiul sectorului

care revine unui braţ (α = 360 o/z);

-F - forţa de ambreiere; - Q - forţa de debreiere; - F1, Q1 - forţele de

ambreiere şi debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z; Q1=Q/z).

Pentru simplificare se consideră pârghiile rigide şi sistemul deformat până în poziţia în care arcul disc este aplatizat.

Fig. 3.33. Modelul constructiv al arcului diafragmă

Forţele F şi Q determină în arcul disc momentul radial M1 şi forţa tăietoare T1 şi în pârghii momentul de încovoiere M2 şi forţa tăietoare T2.

În figura 3.34 s-au trasat diagramele de momente şi de forţe tăietoare din

Fig. 3.34. Diagrama de forţe tăietoare si momente încovoietoare

în arcul disc şi pârghii

Ambreiajul

77

arcul disc şi din pârghiile modelului constructiv, precum şi diagramele de momente şi forţe tăietoare din arcul diafragmă obţinute prin suprapunerea efectelor din elementele componente.

Se obţin următoarele solicitări maxime:

( )

( ) ( )

QTFT

ddFddQM

ddFM

==

−⋅=−⋅=

−⋅=

2

1

12322

211

22

2

Forţa F (respectiv M1, T1) determină în secţiunile arcului disc eforturile unitare axiale σt şi σr şi eforturi de forfecare τ (fig. 3.35). Deoarece eforturile unitare σr şi τ sunt neglijabile în comparaţie cu eforturile tangenţiale σt (maxime pe d2), calculul de rezistenţă al arcului se face pentru eforturile σt max folosind relaţia:

( )

⋅+

−

⋅⋅µ−⋅⋅

=σ skfhkdk

fEt 312

112max 21

4 (3.20)

unde: E - modulul de elasticitate al materialului; µ - coeficientul lui Poisson; f - deformaţia arcului în dreptul diametrului d2; S - grosimea discului; ; k1, k2, k3 - coeficienţi de formă cu valorile:

−⋅

⋅π=

−−

⋅⋅π

=−

−+

−

⋅π

= 1ln

3;1ln

1

ln

6;

ln

2

11

2

1

2

13

2

1

2

1

2

12

2

121

21

2

1

2

1 dd

ddk

dd

dd

ddk

dddd

dddd

k

Experimental s-a constatat că, în timpul deformării, generatoarele arcului disc rămân practic rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovoie între circumferinţele d2 şi d3 comportându-se ca nişte pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformaţiile din timpul debreierii se vor determina în două etape: în prima etapă se calculează deformaţia care provine din deformaţia arcului disc în ipoteza că braţele sunt rigide, iar în a doua etapă se însumează deformaţia suplimentară de încovoiere a braţelor.

Fig. 3.35. Stările de tensiune din arcul diafragmă


78

Deformaţia arcului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d1 şi d2 se face cu relaţia:

( ) ( )

+

−−

⋅⋅µ−⋅⋅⋅

= 2211

2 214 Sfhfh

dkfSEF , (3.21)

care reprezintă caracteristica de elasticitate a arcului disc în timpul cuplării. Pentru calculul deformaţiilor

în timpul debreierii se foloseşte modelul din figura 3.36, unde:

q = q1 + q2, cu:

21

321 dd

ddfq

−−

⋅= şi

IEz

)dd(Qq

⋅⋅⋅−⋅⋅ψ

=24

332

2 (3.22)

unde: 12

3sbI ⋅= este momentul de

inerţie al secţiunii lamelei; b- baza mare a lamelei; ψ - coeficient de formă al lamelei, care are valorile din tabelul 3.3.

Fig. 3.36. Schema pentru calculul deformaţiilor

Tabelul 3.3.

Valorile coeficientului de formă ψ b/b1 0,2 0,3 0,3 0,4 0,5 0,6 ψ 1,315 1,315 1,250 1,202 1,160 1,121

Pentru forţa Q, din condiţia de echilibru a forţelor (fig. 3.34), se obţine:

32

21

dddd

FQ−−

⋅= (3.23)

Pentru trasarea caracteristicii elastice a arcului diafragmă se procedează astfel:

• se verifică cu relaţia (3.20), efortul tangenţial maxim când discul este aplatisat (f = h) şi se compară cu σad = 20 MPa;

• se calculează mărimile din tabelul 3.4 pentru diferite valori ale săgeţii cuprinse între f = 0 şi f = 1,7. h.

Tabelul 3.4

Mărimile caracteristicii elastice a arcului diafragmă Mărimea calculată f F Q q1 q2 q Numărul relaţiei - 3.21 3.23 3.22

• se trasează graficele F(f); Q(q1) şi Q(q), figura 3.37; •se stabilesc poziţiile A şi B: funcţionare pe diagrama forţei la platou F(f); •se stabilesc poziţiile a şi b pe diagrama forţei la manşonul de decuplare.

Ambreiajul

79

Fig. 3.37. Caracteristica elastica a arcului diafragmă

Pe diagrama forţei la discul de presiune F = F(f) se stabileşte punctul A, când ambreiajul este cuplat şi discul condus are grosime maximă, şi punctul B, care corespunde poziţiei decuplat pentru o cursă de retragere adoptată ∆AB, când se consideră că decuplarea este completă. Se stabilesc punctele a şi b pe diagrama forţei de ambreiere Q = f(q). Punctul a corespunde poziţiei A din curba forţei la discul de presiune, iar punctul b reprezintă poziţia corespunzătoare punctului B de pe aceeaşi curbă. Se trasează dreapta ma care reprezintă cursa datorată elasticităţii lamelelor.

Se determină cursa la rulmentul de presiune ∆mb în funcţie de cursa de retragere adoptată ∆AB.

Se repetă şi pentru poziţia cea mai defavorabilă din punct de vedere al forţei şi rezultă forţa maximă necesară la rulmentul de presiune.

Prin această metodă grafoanalitică rezultă: - cursa la manşonului de decuplare ∆mbmin; - forţa la manşonul de decuplare Qmin.

b. Calculul arcurilor periferice. Arcurile periferice sunt arcuri elicoidale din sârma trasă cu secţiune circulară şi cu caracteristică liniară. Notarea elementelor geometrice ale arcului se face ca în figura 3.38. In figura 3.39 este reprezentată schematic comportarea elastică a arcului la compresiune.


80

Fig. 3.38. Elementele geometrice ale arcurilor elicoidale

Fig.3.39. Caracteristica elastică a

arcurilor elicoidale

Pentru calculul de rezistenţă şi dimensionare a arcurilor de presiune, în tabelul 3.5 sunt prezentate mărimile de calcul şi relaţiile utilizate.

S-au utilizat notaţiile: Qlim – forţa de comprimare când arcul este blocat (spiră pe spiră); Qmax–forţa maximă de calcul a arcului (apare când ambreiajul este

decuplat); Q –forţa elastică a acului în stare cuplată (arc pretensionat) a ambreiajului; Qmin – forţa elestică după uzarea maximă a garniturilor de frecare; flim, fmax, fmin –săgeţi corespunzătoare forţelor Qlim, Qmax, Qmin; Hlim, Hmax, Hmin –lungimile arcului corespunzător forţelor Qlim, Qmax, Qmin; h–cursa activă a arcului corespunzătoare între poziţia cuplat si poziţia

decuplat. 3.4. Calculul părţilor conducătoare şi conduse ale ambreiajului 3.4.1. Calculul părţii conducătoare

Calculul părţii conducătoare cuprinde calculul discului de presiune şi al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului.

Ambreiajul

81

Tabelul 3.5 Relaţii pentru calculul arcurilor de presiune

Nr. crt.

Mărimea calculată Relaţia de calcul

1 Efortul unitar de torsiune 3

max8d

QDk m

⋅π

⋅⋅⋅=τ

2 Forţa maximă Qmax=(1,15…1,25) Q 3 Forţa în stare cuplată a

ambreiajului med

m

RizM

Q⋅⋅µ⋅

⋅β=

Valorile coeficientului de corecţie k D/d 2,5 3 4 5 6 7 8

4

k 1,70 1,55 1,39 1,29 1,21 1,20 1,18 5 Diametrul necesar al sârmei de arc

a

Qckd

τ⋅π⋅⋅⋅

= max8

6 Indicele arcului c

dDm= =5…8

Diametrul pentru arcuri din sârmă trasă de otel [mm] Sârma trasă din otel carbon de calitate pentru arcuri

2,5 2,8 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0 7,0 - - - - Sârma trasă din otel aliat pentru arcuri

7

3,0 3,2 3,5 3,6 4,0 4,5 5,5 5,6 6,0 6,3 6,5 7,0 7,5 8,0

8

Numărul de spire active ( )QQDhdGn

m −⋅⋅⋅⋅

=max

2

4

8

9 Cursa activă a arcului ;ish ⋅∆= i=nr. suprafeţe de frecare 10 Jocul la decuplarea suprafeţelor

învecinate ∆s=0,5…0,75 la ambreiaje monodisc

∆s=0,3…0,5 la ambreiaje bidisc 11 Săgeata maximă a arcului(la

decuplarea ambreiajului) 4

3max

max8

dGnDQ

f m

⋅

⋅⋅⋅=

12 Săgeata arcului în stare cuplată a ambreiajului 4

38dG

nDQf m

⋅

⋅⋅⋅=

13 Numărul total de spire nt=n+2 14 Lungimea arcului în stare liberă H0=(nt-0,5).d+0,5.n .+h+f

15

Condiţia de stabilitate a arcului la flambare 3≤

m

o

DH

16 Uzura admisă garniturilor U=(1,5…2).i 17 Scăderea forţei arcurilor în

stare uzată fUQQ ⋅=∆

18 Coeficientul de siguranţa al ambreiajului uzat

( )1≥

∆−⋅⋅⋅µ=β

M

medu M

QQRi


82

a. Dimensionarea discului de presiune. Funcţional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţei arcurilor pe suprafaţa de frecare, componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi eventualele pârghii de debreiere şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului. Faţă de aceste funcţii, predimensionarea lui se face din condiţia preluării căldurii revenite în timpul patinării fără încălziri periculoase.

Asimilând discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioară red=Re+(3…5) mm, raza interioară rid=Ri-(3…5) mm, Re, Ri fiind razele exterioară, respectiv interioară ale discului condus, se obţine din relaţia (3.15), înălţimea necesară a discului de presiune este:

( )2id

2ed

d rrtcLh

−⋅∆⋅ρ⋅π⋅α⋅

= , (3.23)

unde, faţă de mărimile amintite la relaţia (3.15), ρ este masa specifică a discului de presiune.

Grosimea determinată reprezintă o valoare minimă; faţa exterioară a discului este profilată în vederea creşterii rigidităţii, a generării unui curent intens de aer pentru răcire şi pentru a permite legăturile cu elementele de care se cuplează.

b. Calculul elementelor de legătură. Legăturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primeşte momentul de torsiune al motorului. Această legătură trebuie să asigure, în afara rigidizării în rotaţie a pieselor, şi mobilităţi relative axiale necesare cuplării, decuplării şi compensării uzurii garniturilor. In figura 3.40 sunt prezentate schemele de calcul în trei variante constructive.

a) b) c) Fig.3.40. Soluţii de fixare între discul de presiune şi carcasa ambreiajului:

a)- fixarea prin umăr; b- fixarea prin canelură; c- fixarea prin bride

Ambreiajul

83

La fixarea prin umăr (fig. 3.40, a), solicitarea de dimensionare este de strivire intre carcasa 1 şi umărul discului de presiune 2. Dacă R este raza medie de dispunere a umerilor şi z –numărul de umeri, atunci efortul unitar efectiv de strivire este:

RLazM

RAzM Ma

s ⋅⋅⋅⋅β

=⋅⋅

=σ (3.24)

unde A=a.L este aria de strivire; R- raza medie de dispunere a umerilor. Fixarea cu canelură (fig. 3.40, b), poate fi făcută cu canelura aparţinând

discului sau cu canelura aparţinând carcasei. In ambele situaţii calculul se face pentru solicitarea de strivire pe flancurile canelurilor şi pentru solicitarea de forfecare la baza canelurilor cu relaţiile:

-pentru strivire:RLaz

MRAz

M M

s

as ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=σ ,

-pentru forfecare: Rhaz

MRAz

M M

f

af ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=τ , (3.25)

unde As=a.L este aria de strivire; Af=a.h – aria de forfecare; z- numărul canelurilor de fixare; R- raza medie de dispunere a canelurilor. La legătura prin bride (fig.3.40, c), calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă şi respectiv de discul de presiune cu relaţiile:

- pentru strivire: Rgdz

MRAz

M M

s

as ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=σ ,

- pentru forfecare: Rdz

MRAz

M M

f

af

⋅⋅π⋅

⋅β⋅=

⋅⋅=τ

4

4 (3.6)

unde As=d.g este aria de strivire; Af= 4

4d⋅π - aria de forfecare; d- diametrul nitului;

g-grosimea bridei; R-raza medie de dispunere a bridelor; z- numărul bridelor. 3.4.2. Calculul părţii conduse

Calculul părţii conduse cuprinde calculul arborelui condus, calculul legăturii dintre arborele ambreiajului şi butucul discului condus şi calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

a) Calculul arborelui ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenţa la solicitarea de torsiune determinată de acţiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relaţia:

32,0 at

Mi

MD

τ⋅⋅β

= , (3.27)

unde τat este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. Valoarea definitivă a diametrului urmează a fi determinată în funcţie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelaţi, de diametrul Di determinat, reprezentând


84

diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Se utilizează canelurile triunghiulare (STAS 7346-85), care pot prelua sarcini şi cu şoc, centrarea realizându-se pe flancuri. Pentru cazul ambreiajelor ce urmează să transmită fluxuri mari de putere se recomandă caneluri în evolventă (STAS 6858-85), cu centrare pe flancuri. Adoptând seria canelurilor după diametrul interior necesar rezultă şi ceilalţi parametri necesari calculului îmbinării.

b. Calculul îmbinării dintre butucul discului condus cu arborele ambreiajului. Calculul îmbinării dintre arbore şi butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor cu relaţia:

asd

Ms LzhD

M2k σ≤⋅⋅⋅

⋅β⋅⋅=σ (3.28)

în care: k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri; se adoptă k=1/0,5 pentru caneluri triunghiulare şi k=1/0,75 pentru caneluri în evolventa; Dd-diametrul

mediu al canelurilor, 2

ied

DDD += ; h-înălţimea portantă a canelurii,

2ie DD

h−

= ; z-numărul de caneluri; L- lungimea de îmbinare cu butucul discului

condus. c. Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar. Pentru calculul arcurilor care formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită şi care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderenţă la roţilor motoare ale automobilului dat de relaţia:

ocv

dadc ii

rGM

⋅⋅ϕ⋅

=1

, (3.29)

în care Gad este greutatea aderentă; ϕ =0,8 –coeficientul de aderenţă; rd-raza dinamică a roţilor; icv1-raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteză; io-raportul de transmitere al punţii motoare.

Dacă Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor şi dacă se consideră că toate arcurile (z-numărul de arcuri) participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forţa de calcul este:

med

cc Rz

MF

⋅= (3.30)

Din condiţia ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se situeze în intervalul θ= ±(7…10)o se obţine pentru săgeata arcului valoarea maximă:

θ⋅= sinmax medRf (3.31) In continuare, calculul arcurilor se face după metodologia ce decurge din

parcurgerea tabelului 3.5, cu recomandările următoare: indicele arcului c=4…5; diametrul sârmei de arc d=2,5…4 mm; numărul total de spire nt<6.

Capetele arcurilor se sprijină pe ferestrele executate în disc şi în butuc (fig.3.41).

Ambreiajul

85

Lungimea ferestrelor se face mai mică decât lungimea liberă a arcurilor cu aproximativ 15…20%, astfel încât la montare arcurile se pretensionează. Pentru dimensionarea ferestrelor se recomandă următoarele valori: lf=25…27 mm; Re=40…60 mm; a=1,4…1,6 mm; înclinarea capetelor 1…1,50. Tăietura în butuc B=d+λr+λm, în care: d este diametrul limitatorului, d= 8…10 mm; λr şi λm –jocurile dintre limitatori şi butuc, care caracterizează deformaţia maxima a arcurilor la transmiterea momentului în sensul de la roată spre motor (λr) şi la transmiterea momentului de la motor la roată (λm); λr şi λm se adoptă în limitele 2…2,5 mm.

Fig.3.41. Parametrii constructivi ai elementului elastic suplimentar

3.5. Calculul sistemului de acţionare a ambreiajului Calculul sistemelor de acţionare se face în scopul determinării parametrilor

acestuia în condiţiile în care forţa de acţionare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului şi cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice. Calculul se desfăşoară în două etape, prima etapă fiind cea de dimensionare cinematică a sistemelor de comandă. Următoarea etapă, după dimensionarea cinematică, cuprinde calculul de rezistenţă (dimensionare şi/sau verificare), când în funcţie de mărimile de intrare în sistem –forţa la pedală şi de caracteristice cinematice ale sistemului, se determină forţele şi momentele din elementele componente, se identifică solicitările şi se efectuează calculele după metodele de calcul al organelor de maşini.

3.5.1. Dimensionarea cinematică a sistemelor de acţionare a. Acţionarea mecanică. La acest sistem (fig.3.42), forţa Fp se transmite

de la pedala 1 prin cablul 2 la furca 3, care acţionează manşonul de decuplare 4. De la manşonul de decuplare forţa se transmite discului de presiune prin intermediul pârghiilor de debreiere.

Raportul de transmitere al mecanismului cu acţionare mecanică este:

4

3

2

1

LL

LLiii dpm ⋅=⋅= (3.32)


86

Deplasarea totală a manşonului de decuplare Sm este formată din cursa liberă S şi cea de lucru (activă), necesară deplasării discului de presiune exterior cu distanţa ∆h, adică:

6

5

LL

hSSSS am ⋅∆+=+= (3.33)

unde: ∆h=∆S.i, cu ∆S distanţa dintre două suprafeţe de frecare; i- numărul suprafeţelor de frecare. Cursa totală a pedalei de acţionare a ambreiajului se determină cu relaţia:

4

3

2

1

6

5

LL

LL

LL

iSSS p ⋅⋅

⋅⋅∆+= (3.34)

Fig. 3.42. Sistem cu acţionare mecanică

Forţa de apsăre pe pedală Fp, necesară decuplării complete a ambreiajului,

se determină cu relaţia:

pam

a

m

mp ii

FiFF

⋅== , (3.35)

unde Fm este forţa necesară la manşon pentru realizarea stării de decuplare a ambreiajului; Fa - forţa de apăsare a arcurilor în starea decuplată a ambreiajului;

5

6

LL

i pa = - raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere. In cazul ambreiajelor

Ambreiajul

87

cu arc central diafragmă se înlocuieşte raportul Fm= Fa /ip de mai înainte cu valoarea forţei Q, determinată de relaţia (3.23). b. Acţionarea hidraulică. In acest caz sistemul de acţionare (fig. 3.43) cuprinde o parte mecanică şi o parte hidraulică. Partea mecanică, asemănătoare cazului precedent, este caracterizată prin raportul de transmitere mecanic, im, definit conform relaţiei (3.32). Forţa necesară ce trebuie dezvoltată de tija pistonului din cilindrul receptor este dată de relaţia:

43

2 LL

Fm ⋅=F

unde Fm este forţa necesară la manşon pentru realizarea stării de decuplare a ambreiajului. Forţa de apăsare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:

2

11 L

LFF p ⋅= , unde Fp este forţa de apăsare asupra pedalei.

Fig. 3.43. Sistem cu acţionare hidraulică

Datorită faptului că presiunea de lucru este redusă, iar conductele de legătură dintre cilindri au lungime relativ mică, se poate neglija deformaţia conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul cilindrului receptor. In aceste ipoteze, de pierderi nule de presiune din sistemul hidraulic, conform principiului lui Pascal se poate scrie:


88

hp

c iDD

FF

== 2

2

1

2 , (3.36)

unde ih, este raportul de transmitere al părţii hidraulice. Se obţine astfel:

hm

mp ii

FF

⋅= (3.37)

Cunoscând cursa manşonului de decuplare şi considerând că volumul refulat de pompă se regăseşte în cilindru receptor, se obţine pentru cursa pedalei relaţia: Sp=Sm

. im.ih (3.38)

unde Sm este cursa manşonului de decuplare, dată de relaţia 3.32. La ambreiajele existente raportul de transmitere are valori între 15…20, iar în cazuri cu totul rare, chiar mai ridicate. Valoarea raportului de transmitere este legată de cursa totală a pedalei ambreiajului, care are limite relativ înguste (120…150 mm). Prin mărirea raportului de transmitere al sistemului de acţionare, cursa pedalei de acţionare creşte. Lucrul mecanic necesar debreierii ambreiajului se recomandă să nu depăşească 15…20 N.m. Dacă forţa la pedală depăşeşte aceste limite, trebuie să se utilizeze un servomecanism de acţionare.

Organele componente ale mecanismului de acţionare se verifică, în funcţie de tipul solicitărilor la care sunt supuse, după metodele de calcul pentru organe de maşini. Calculul de rezistenţă al mecanismului de acţionare se face considerând forţa maximă de acţionare de 300…400 N.

Pedala de acţionare este solicitată la încovoiere, dacă forţa la pedală Fp, acţionează în centrul suprafeţei de apăsare, sau la încovoiere şi torsiune dacă forţa acţionează excentric.

Cablul de acţionare se verifică la solicitarea de întindere, de regulă secţiunea periculoasă fiind situată în zonele filetate de la capete.

Pârghia de debreiere este solicitată la încovoiere, momentul încovoietor maxim fiind determinat prin reducerea în secţiunea periculoasă a forţei de la manşon corespunzătoare stării decuplate a ambreiajului.

Ambreiajul 89

Tab. 3.1

Caracteristici principale ale garniturilor de frecare

Tipul

frecării

Tipul

garniturii

Coeficient de

frecare

Temperatura admisă la

suprafaţă în tegim permanent [0 C]

Uzura

[cm3/MJ]

Presiunea

recomandată [MPa]

Densitatea 1)

Rezistenţa la

tracţiune [MPa]

Rezistenţa la

forfecare [MPa]

Teşite

0,35-0,40 (pot atinge

0,45…0,60)

120-160

0,8

0,2-1,0

1,5-2,0

30-30

15-25

0,25-0,30

200

0,15

0,5

2

30

25

Cu fibre: -cu azbest

(Ferodo A3S) 2)

-fără azbest (Valeo 201/202)

0,25-0,30 200 0,025-0,040 0,5 2 30 25

Turnate (conţin carton)

0,30-0,45 100-150 aprox.1 0,2-0,5 1,8 25-30 5-15

Metalice sinterizate 0,20-0,35 300-500 0,01-0,02 - 6,5 50 50

Uscată

Metalo-ceramice sinterizate

0,30-0,35 400-800 aprox. 0 - 3,0-4,0 De evitat indoirea 3)

Hârtie 0,12-0,25 - - 0,6-0,8 0,5-10 0,5-10În mediu lubrifiant Metal sinterizat

Temperatura 150, (limitată de ulei ) 0,001-0,005 1,5-2 6,5 50 50

1) Densitatea este dată în raport cu apa nu cu masa volumică. 2) Ferodo este o marcă inregistrată folosită de grupurile TURNER, NEWAL şi VALEO. 3) Sunt fragile şi trebuiesc sinterizate pe plăcuţe din otel; rezistenţa mecanică, cu exceptia indoirii, este foarte bună.

4

CUTIA DE VITEZE

4.1. Generalităţi

Cutia de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere numite trepte de viteză, acordarea posibilităţilor energetice ale motorului la cerinţele energetice ele automobilului în mişcare cu asigurarea unor performanţe dinamice, de consum de combustibil şi de poluare cât mai bune. Cutiei de viteze, a cărei necesitate este determinată de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condiţiilor de autopropulsare, îndeplineşte următoarele funcţiuni: schimbarea raportului de transmitere

este funcţia principală a unei cutii de viteze; se realizează astfel modificarea forţei de tracţiune şi a vitezei de deplasare în funcţie de variaţia rezistenţelor la înaintare şi/sau de regimul de circulaţie al automobilului; în plus oferă posibilitatea autopropulsării automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere internă care are turaţia minimă stabilă relativ mare;

inversor al sensului de mers al automobilului cum sensul de rotaţie al motorului este prin concepţie unic, cutia de viteze

conţine elemente a căror dispunere permite, când este necesară inversarea sensului de rotaţie a arborelui de ieşire; decuplează motorul termic de roţile motoare (punct mort) deoarece, prin concepţie, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar, pentru situaţiile în care este necesară funcţionarea motorului cu automobilul imobilizat (ex: aducerea motorului în regim termic normal de funcţionare la pornirea la rece), lanţul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-o poziţie neutră.

În scopul asigurării unei bune adaptabilităţi a automobilului condiţiilor concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să răspundă la o serie de cerinte, printre care :


90

- să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar mărimea lor să fie determinatăîn aşa fel încât să asigure o utilizare raţională a puterii în condiţiile unor performanţe economice, dinamice şi de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care conlucrează;

- construcţia să fie simplă, robustă, uşoară, să aibă un randament mecanic ridicat şi funcţionare silenţioasă ;

- în exploatare să prezinte siguranţă şi întreţinere uşoară iar manevrarea să fie simplă, precisă şi comodă; - să prezinte o gamă largă de utilizare.

După modul de modificare a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi cu variaţia în trepte, cu variaţia continuă (progresivă), sau combinate. După principiul de funcţionare, cutiile de viteze pot fi mecanice, hidraulice sau electrice.

Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai răspândite la construcţiile actuale de automobile. Modificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roţi dinţate (cutii de viteze în trepte), sau prin intermediul unor elemente de fricţiune (cutii de viteze continue).

După modul de acţionare deosebim cutii de viteze cu acţionare manuală (neautomate), cutii de viteze semiautomate şi cutii de viteze automate.

4.2. Cutii de viteze mecanice în trepte Structural, cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanţuri cinematice

paralele (utilizând şi elemente comune), egale ca număr cu treptele de viteză şi constituite din reductoare cu roţi dinţate şi axe fixe sau mobile (planetare). Aceste reductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză.

Funcţionarea independentă a lanţurilor cinematice se asigură prin montarea în fiecare lanţ cinematic a roţii cu cea mai mică turaţie independentă de rotaţia arborelui de susţinere (liberă). Funcţionarea cutiei de viteze într-o anumită treaptă se obţine prin solidarizarea la rotaţie a roţii libere cu arborele de susţinere. Pentru solidarizare se utilizează mecanisme de cuplare a treptelor.

Comanda cuplării, selectarea treptei şi menţinerea treptei cuplate se face prin mecanismul de acţionare. 4.2.1. Organizarea mecanismului reductor al cutiilor de viteze

Organizarea mecanismului reductor al cutiei de viteze este realizată în concordanţă cu: -soluţia de organizare a echipamentului de tracţiune (clasică, totul faţă, totul spate, sau integrală); -poziţia motorului în raport cu axa longitudinală a automobilului (transversal sau longitudinal); -dispunerea cutiei de viteze faţă de motor (în prelungire, sau la partea inferioară a acestuia);

Cutii de viteze

91

-mărimea fluxului de putere transferat şi cu numărul necesar de trepte de viteză.

La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte, raportul de transmitere (fig.4.1), se poate realiza prin participarea: -unui singur angrenaj de roţi dinţate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi arbori (fig.4.1,a); -a două angrenaje de roţi dinţate cu axe fixe, ca în cazul cutiilor de viteză cu trei arbori (fig.4.1,b); -a trei angrenaje de roţi dinţate, dintre care două cu axe fixe (organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori) şi unul cu axe mobile (reductor planetar) ca în situaţia cutiilor de viteze cu multiplicator planetar (fig.4.1,c).

a) b) c)

Fig.4.1. Realizarea rapoartelor de transmitere prin angrenaje de roţi dinţate

a- printr-un angrenaj; b-prin două angrenaje înseriate; c-prin mai multe angrenaje

Pentru realizarea treptei de mers înapoi (fig.4.2), faţă de treapta de mers înainte, unul din lanţurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roţi dinţate. Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă z’1 şi cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotaţie.

Treaptă de mers inainte: Treaptă de mers inapoi:

2

1zzi −=

1

2

1

2

i

i

`z`z

`z`z

`zz

+=

−⋅

−=i

Fig. 4.2. Realizarea treptelor de viteză

Luând ca elemente de bază arborii faţă de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluţii de organizare cinematică, funcţie de numărul acestora, sunt:


92

-mecanismul reductor cu doi arbori: primar şi secundar (ex: DACIA); -mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar şi secundar (ex: ARO). Necesitatea îmbunătăţirii performanţelor dinamice, economice şi de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile să optimizeze acordarea caracteristicii motorului la cerinţele tracţiunii. Una din căile prin care este posibil acest fapt este suplimentarea numărului de trepte de viteză. Realizările practice aplicate în producţia de serie pornind de la soluţiile clasice enumerate mai sus au sporit complexitatea ansamblului dar au păstrat ín mare compactitatea impusă de cerinţele construcţiei de autoturisme. Cele mai reprezentative soluţii de acest gen sunt: -mecanismul reductor cu trei arbori, dispus transversal: arbore primar şi doi arbori secundari (ex: VOLVO M56); -mecanismul reductor cu arbori multipli ce însumează pe lângă: arborele primar, intermediar şi secundar (organizaţi similar cu CV longitudinale cu trei arbori) şi arborii multiplicatorului de viteze.

a. Organizarea generală a cutiei de viteze cu doi arbori Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele şi

autoutilitarele uşoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză. Într-o astfel de organizare cutia de viteze cuprinde: -arborele primar sau arborele de intrare ce primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului şi include sau susţine pinioanele conducătoare ale angrenajelor; -arborele secundar sau arborele de ieşire ce susţine sau include roţile conduse ale angrenajelor şi trasmite mişcarea direct sau indirect către puntea motoare. Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt: • intrarea şi ieşirea se face la o anumită distanţă (distanţa între axele angrenajelor) de aceeaşi parte, în cazul soluţiilor de organizare a transmisiei de tip totul faţă (totul spate), când în acelaşi carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală şi diferenţialul, sau în părţi opuse în cazul soluţiei clasice-motor faţă, punte motoare spate -soluţie specifică autoutilitarelor uşoare, derivate din autoturisme; • la transferul fluxului de putere participă un singur angrenaj de roţi dinţate, ceea ce determină faţă de cutia de viteze cu trei arbori: -un randament superior în toate treptele, exceptând priza directă; -o gamă de rapoarte mai restrânsă pentru o aceeaşi distanţă între axe; extinderea gamei este posibilă prin adaptarea unui raport subunitar pentru treptele 5 sau 6 cu valori de 0,7....0,85; • în majoritatea cazurilor treapta de mers înapoi este nesincronizată.

Cutii de viteze

93

Schema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză pentru mersul înainte şi cu una pentru mers înapoi este prezentată în figura 4.3. In reprezentarea cinematică s-au utilizat simbolurile din tabelul 4.1. Pe arborele primar aP se găsesc între lagăre roţile fixe 1, 2, 3, 4 şi în consolă roata liberă 5; roţile 1, 2, 3, 4 şi 5 se află permanent în angrenare cu roţile 1', 2', 3', 4', montate libere şi 5' montată fix pe arborele secundar as.

În vecinătatea roţilor libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s1,, s2, şi s3, ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obţinerea treptelor de mers înainte. Funcţionarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treaptă oarecare are loc astfel: de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roţii dinţate conducătoare r, roţii dinţate conduse r' şi arborelui secundar as. Legătura între roata liberă şi arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manşonului acestuia din poziţia neutră. Roţile dinţate 6, fixă pe arbore primar, şi 6', solidară cu manşonul de cuplare al sincronizatorului s2 servesc la obţinerea treptei de mers înapoi. Cuplarea treptei de mers înapoi, posibilă numai în poziţia neutră a sincronizatoarelor s1, s2, şi s3 se face prin deplasarea roţii baladoare intermediare rb, în poziţia în care angrenează simultan cu celelalte roţi dinţate 6 şi 6'. Aflarea în angrenare a celor trei roţi determină inversarea sensului de mişcare la arborele secundar faţă de cazul cuplării treptelor de mers înainte.

b. Organizarea generală a cutiei de viteze longitudinale cu trei arbori Cutiile de viteze clasice cu trei arbori se utilizează la automobilele organizate după soluţia “clasică” sau cele cu tracţiune integrală cu motorul dispus longitudinal. Arborii cutiei de viteze sunt: - arborele primar sau arborele de intrare primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului; arborele primar poartă pinionul angrenajului permanent; - arborele intermediar conţine următoarele roţi fixe:

-roata condusă a angrenajului permanent, ce primeşte mişcarea de la arborele primar;

-roţile conducătoare ale angrenajelor treptelor, cu excepţia treptei de priză directă; -arborele secundar sau arborele de ieşire, care susţine roţile conduse ale angrenajelor treptelor şi transmite mişcarea către puntea motoare. Caracteristicile unei astfel de cutii de viteze sunt: • intrarea şi ieşirea sunt coaxiale şi pot fi: -de aceaşi parte, în cazul soluţiei de organizare a transmisiei de tip totul faţă, când în acelaşi carter se găsesc înglobate şi transmisia principală şi diferenţialul (soluţe utilizată până în anii 80 pe autoutilitarele Renault Estafette); -opuse.


94

Fi

g.4.

3. O

rgan

izar

ea c

inem

atică

si sc

hem

a de

func

tiona

re p

entr

u cu

tia d

e vi

teze

cu

doi a

rbor

i: a-

orga

niza

rea

cine

mat

ică;

b-la

nţur

ile c

inem

atic

e de

funcţio

nare

în tr

epte

le 1

…4;

c-

lant

ul c

inem

atic

de

funcţio

nare

în tr

eapt

a de

mer

s ina

poi;

d-la

ntul

cin

emat

ic a

l tre

ptei

a 5

-a.

Cutii de viteze

95

Tabelul 4.1 Simboluri utilizate în schemele cinematice ale cutiilor de viteze

Elementul cutiei de viteze

Simbolul Observaţii

Roată dinţată fixă

Roata dinţată 1 nu are nici o mobilitate faţă de arborele 2

Roată dinţată liberă

Roata dinţată 1 are o mobilitate (de rotaţie) faţă de arborele 2. Cuplarea roţii cu arborele se face prin elementele de cuplare. Se utilizează în cazul roţilor permanent angrenate cu roata cojugată 3.

Roată dinţată baladoare

Roata dinţată 1 are o mobilitate (de translaţie în sensul săgeţii) faţă de arborele 2.Cuplarea ei cu roata conjugată 3 se face prin deplasare axială.

într-un sens

Elementul de cuplare 3 balador pe arborele 2, prin deplasare axială în sensul săgeţii pe arborele 2 până când dantura sa exterioară angrenează cu dantura interioară de cuplare a roţii libere 1, anulează mobilitatea roţii libere 1 faţă de arborele 2.

Element de cuplare

în ambele sensuri

Similar cazului anterior, cu deosebirea că prin deplasarea spre stânga sau spre dreapta elementul de cuplare 3 poate fixa roţile 1 sau 1’ pe arborele 2

de rostogolire

- Lagăr

de alunecare

-

Indică intrarea fluxului de putere

Circulaţia fluxului de putere în cutia de viteze

Indică ieşirea fluxului de putere


96

• există posibilitatea cuplării directe a arborelui primar cu arborele secundar realizând astfel priza directă, situaţie în care: -randamentul mecanic este maxim, deoarece fluxul de putere se transmite direct, fără intervenţia angrenajelor; -zgomotul ansamblului este minim; • rapoartele de transmitere ale tuturor treptelor, cu excepţia treptei de priză directă se obţin prin intermediul a două angrenaje: angrenajul permanent şi angrenajul treptei respective; aceasta determină lărgirea gamei de valori pentru rapoartele de transmitere, în schimb se produce diminuarea randamentului mecanic; • în cazul în care cutia de viteze este fixată direct pe carterul ambreiajului, arborele primar al cutiei de viteze coincide cu arborele ambreiajului. Schema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze cu trei arbori cu cinci trepte de viteză sincronizate pentru mers înainte şi una pentru mers înapoi este prezentată în figura 4.4. Arborele primar ap (ce constituie şi arborele ambreiajului fig.4.4,a) antrenează permanent arborele intermediar ai prin perechea de roţi dinţate p-p'. Pe arborele intermediar, solidare la rotaţie cu el, se află roţile dinţate 1, 2, 3 şi 5, ce angrenează permanent cu roţile 1', 2', 3' şi 5' de pe arborele secundar as, formând astfel perechi de roţi dinţate corespunzătoare treptelor de viteză: I-a, a II -a, a III -a şi a V -a. Angrenajul p-p', comun în toate lanţurile cinematice de realizare a treptelor enumerate mai sus se numeşte angrenaj permanent. Cuplarea uneia dintre treptele de mers înainte se face prin intermediul mecanismelor de cuplare cu sincronizare s1, s2, sau s3 (fig 4.4, b). Raportul de transmitere se obţine astfel prin două angrenaje: angrenajul permanent şi angrenajul treptelor I, II, III sau V. Datorită coaxialităţii între arborele primar ap şi cel secundar as, prin deplasarea axială către stânga a manşonului de cuplare al sincronizatorului s2 se obţine o legătură directă între cei doi arbori numită priză directă (cu raport de transmitere unitar şi fără participarea angrenajelor de roţi dinţate). Această situaţie corespunde treptei a IV-a (fig. 4.4,c). Cuplarea treptei de mers înapoi se face similar construcţiei cu doi arbori prin deplasarea axială a roţii baladoare intermediare rb, din poziţia neutră în poziţia în care angrenează simultan cu celelalte două roţi 4 şi 4'.

c. Organizarea generală a cutiei de viteze transversale cu trei arbori Gama cutiilor de viteze destinate echipării autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare cu motoare transversale s-a îmbogăţit în ultimii ani cu o nouă variantă: cutia de viteze cu trei arbori. Obiectivele principale ale apariţiei acestei noi generaţii de cutii de viteze au fost: sporirea momentului capabil de transmis, sincronizarea treptei de mers înapoi, creşterea numărului de trepte în condiţiile unei construcţii foarte compacte, similară cutiilor de viteze cu doi arbori ce dispun de patru trepte de viteză.

Cutii de viteze

97

Fi

g.4.

4. O

rgan

izar

ea c

inem

atică

si sc

hem

a de

funcţio

nare

pen

tru

cutia

de

vite

ze c

u tre

i arb

ori:

a-or

gani

zare

a ci

nem

atică;

b-la

nţur

ile c

inem

atic

e de

funcţio

nare

în tr

epte

le d

e m

ers î

nain

te;

c-la

n ţul

cin

emat

ic d

e fu

ncţio

nare

în tr

eapt

a de

mer

s ina

poi;

d-la

nţul

cin

emat

ic a

l priz

ei d

irect

e


98

Pentru satisfacerea acestor obiective, firmele RENAULT şi VOLVO au apelat la o nouă soluţie de organizare: construcţia cu trei arbori - un arbore primar şi doi arbori secundari paraleli, situaţi de o parte şi de alta a acestuia. Arborele primar, sau arborele de intrare, primeşte fluxul de putere al motorului prin intermediul ambreiajului. El include sau susţine roţile conducătoare ale angrenajelor. Arborii secundari, sau arborii conduşi, numiţi după poziţia pe care o au faţă de primar - secundar inferior şi secundar superior, susţin sau includ roţile conduse aflate permanent în angrenare şi transmit direct sau indirect mişcarea către coroana transmisiei principale a punţii motoare. Caracteristicile unor astfel de cutii de viteze sunt: - la transferul fluxului de putere participă un singur angrenaj de roţi dinaţate; - schimbarea tuturor treptelor se face cu sincronizare; - lungimea ansamblului este redusă chiar în situaţia existenţei celei de-a şasea trepte. Schema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze (VOLVO M56) cu trei arbori şi 5+1 trepte sincronizate este prezentată în figura 4.5. Pe arborele primar ap se găsesc roţile fixe 1, 2, 5 şi roţile libere 3 şi 4 aflate permanent în angrenare cu roţile 1', 2' (libere) şi 3', 4' (fixe) ale arborelui secundar inferior respectiv 5' situată pe arborele secundar superior. Între roţile libere 1' şi 2' şi 3 şi 4 se află sincronizatoarele s1 şi s2 care servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obţinerea treptelor de mers înainte I, II, III, şi IV. Treapta a V-a (de suprapriză) este realizată prin angrenajul 5-5', format din roata dinţată 5, fixată pe arborele primar şi roata liberă 5', când aceasta este solidarizată cu arborele secundar superior de sincronizatorul s3. Treapta de mers înapoi se obţine prin angrenarea simultană a roţii intermediare duble 1'-6 cu pinionul conducător 1 fix pe arborele primar şi roata liberă 6' solidarizată cu arborele secundar prin deplasarea manşonului balador al sincronizatorului s3 către dreapta. Pentru transmiterea fluxului de putere către mecanismele punţii cei doi arbori secundari sunt solidarizaţi cu două pinioane cilindrice cu dinţi înclinaţi, ce angrenează simultan cu coroana transmisiei principale.

d. Organizarea generală a cutiei de viteze longitudinale cu arbori multipli

O asemenea cutie de viteze este dezvoltată dintr-o cutie de viteze longitudinală cu trei arbori, completată cu un multiplicator de viteze.

Obiectivul principal ale apariţiei acestei noi generaţii de cutii de viteze a fost creşterea numărului de trepte în condiţiile unei construcţii foarte compacte, similară cutiilor de viteze longitudinale cu trei arbori. Schema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze (TOYOTA) cu trei arbori şi 5x2 trepte sincronizate de mers înainte şi 1x2 trepte de mers înapoi este prezentată în figura 4.6.

Cutii de viteze

99

Fig.4.5. Organizarea cinematică şi schema de funcţionare pentru

cutia de viteze transversală cu trei arbori: a-organizarea cinematică; b-lanţurile cinematice de funcţionare în trepta a V-a;

c-lanţul cinematic de funcţionare în treapta de mers înapoi; d- lanţul cinematic de funcţionare în prima treaptă de viteză


100

Fig.4.6. Organizarea cinematică şi schema de funcţionare pentru cutia de viteze longitudinală cu arbori multipli

a-organizarea cinematică; b-lanţurile cinematice de funcţionare în treptele reduse (R); c-lanţul cinematic de funcţionare în treaptele normale (N)

4.2.2. Elemente constructive ale mecanismului reductor a. Arborii cutiilor de viteze. Arborii cutiilor de viteze se montează pe

carter ţinând seama de organizarea ansamblului şi de particularităţile de funcţionare ale fiecăruia dintre arbori. Ei sunt consideraţi arbori lungi. Lungimea lor este determinată de soluţia constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiunile elementelor de cuplare şi de felul etanşărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată compensarea dilatărilor termice, pentru a nu influenţa mărimea jocurilor din lagăre.

Cutii de viteze

101

Luând în considerare deformaţiile termice precum şi necesitatea prelării eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roţi dinţate cu dantură înclinată şi din mecanismele de cuplare, rezultă ca regulă generală faptul că lagărele pe care se sprijină arborii se montează unul fix în direcţie axială, pentru preluarea forţelor axiale, iar celălalt liber în direcţie axială, pentru preluarea deformaţiilor termice. Asamblarea componentelor ce urmenză a fi solidarizate cu arborii (roţi dinţate, butuci ai sincronizatoarelor etc.) se realizează prin caneluri. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe flancurile canelurilor sau pe diametrul exterior. Centrarea pe flancuri este utilizată pentru componentele fără mişcare relativă faţă de arbore (roţi fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizează în cazul roţilor montate liber. Arborele primar al cutiilor de viteze cu trei arbori este şi arborele condus al ambreiajului, asigurând legătura cinematică între arborele cotit al motorului şi cutia de viteze. El face corp comun cu pinionul angrenajului permanent şi serveşte drept reazem arborelui secundar. Se sprijină pe două lagăre: unul anterior, fixat pe fusul din vecinătatea motorului, şi unul posterior, situat în carterul cutiei de viteze. Lagărul anterior al arborelui primar este în aşa fel ales, încât permite acestuia deplasarea axială în vederea compensării deformaţiilor termice; el nu preia forţe axiale. Este dispus în volantul motorului când, este realizat cu rulment radial cu bile, sau în arborele cotit, când este realizat cu rulment cu ace sau role fără inel interior, sau cu bucşă antifricţiune. Ungerea este asigurată cu unsoare consistentă, în cazul lagărelor cu rostogolire, respectiv de grafit înglobat prin sinterizare în bucşa antifricţiune în cazul lagărelor de alunecare. Lagărul posterior, din carterul cutiei de viteze, preia forţele axiale în ambele sensuri şi este prevăzut cu soluţii de etanşare contra migrării uleiului din carterul cutiei de viteze în carterul ambreiajului. De cele mai multe ori, acest lagăr este realizat cu rulmenţi radiali cu bile. Inelul interior al rulmentului se fixează pe arborele primar, sprijinându-se într-o parte pe un umăr al arborelui, iar în cealaltă este fie strâns cu ajutorul unei piuliţe crenelate asigurate cu o siguranţă, fie rezemat pe un inel de siguranţă montată într-un canal. Inelul exterior este fixat axial între carterul cutiei şi capacul de închidere al lagărului prin blocarea directă între capac şi un inel de sprijin interior. Dimensiunile lagărului posterior al arborelui primar se adoptă de cele mai multe ori din considerente constructive, astfel încât arborele primar împreună cu pinionul să poată fi introdus prin alezajul din carter. În imediata vecinătate a fusului lagărului din dreapta, în exteriorul cutiei de viteze, în capacul lagărului se montează elementul de etanşare. Suprafaţa de contact a arborelui cu manşeta de etanşare este caracterizată de o rugozitate mică şi o duritate sporită.

Arborele intermediar al cutiei de viteze cu trei arbori, realizat cu roţile dinţate fixate (sau fac corp comun) cu arborele, este montat pe carter în partea inferioară prin intermediul rulmenţilor.


102

În general roţile dinţate ale treptelor inferioare (cu diametre reduse) fac corp comun cu arborele, iar roţile dinţate ale treptelor superioare sunt executate separat şi solidarizate la rotaţie de acestea cu ajutorul unor asamblări demontabile (caneluri) sau nedemontabile (sudură prin fricţiune, fretare). Fixarea în direcţie axială a roţilor care nu fac corp comun cu arborele se face prin intermediul inelelor interioare ale rulmenţilor. Acestea, la rândul lor, pot fi fixate cu ajutorul a două piuliţe, sau combinat piuliţă şi inel de siguranţă montate la capete, în cazul rulmenţilor radiali, sau prin ajustare cu strângere, în cazul rulmenţilor radiali axiali cu role conice. Cea mai utilizată soluţie de lagăre pentru arborele intermediar o constituie rulmenţii radiali-axiali cu role conice montaţi în ''X ''. Reglarea jocului în rulmenţii conici se poate face fie cu ajutorul unor cale de reglaj montate între capac şi inelul exterior corespondent al unuia din lagăre, fie cu ajutorul unei piuliţe ce acţionează asupra unui inel exterior. Arborele secundar al cutiilor de viteze cu trei arbori se sprijină cu partea anterioară pe arborele primar, iar cu partea posterioară în carterul cutiei de viteze. El poartă roţile libere ale angrenajelor şi butucii mecanismelor de cuplare (sincronizatoarelor). Lagărul anterior al arborelui secundar, liber axial, este un lagăr cu rulmenţi cu role sau cu ace, în general, fără inel interior şi exterior, sau având o bucşă antifricţiune. Lagărul posterior al arborelui secundar se asigură întotdeauna complet, în aşa fel ca el să preia forţele axiale provenite din utilizarea angrenajelor cu dantură înclinată. Dacă prin acest lagăr se realizează ieşirea arborelui secundar în exterior, lagărul este prevăzut cu soluţie completă de etanşare. Arborele primar al cutiei de viteze cu doi arbori primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului, în cazul cutiilor de viteze transversale, sau prin intermediul ambreiajului şi arborelui ambreiaj în cazul cutiilor de viteze longitudinale. De cele mai multe ori acest arbore primar are o construcţie similară arborelui intermediar al cutiilor de viteză cu trei arbori. În cazul cutilor de viteze pentru autoturisme de talie mică şi medie, roţile dinţate sunt fixate pe arbore. Dacă diametrele roţilor şi arborelui sunt compatibile cu tehnologia de forjare, ele fac corp comun; dacă diametrele sunt foarte diferite, roţile dinţate sunt fixate prin fretare sau prin sudură prin fricţiune. În cazul cutiilor de viteze încărcate de momente de torsiune mari numai roţile treptelor inferioare (I, II) şi mers înapoi - caracterizate de diametre mici - fac corp comun cu arborele celelalte fiind montate liber. Arborele primar se sprijină pe două lagăre situate în carterul cutiei de viteze. De regulă lagărul anterior preia numai sarcinile radiale, iar lagărul posterior şi sarcinile axiale. În funcţie de mărimea sarcinii axiale, lagărul posterior poate fi realizat cu rulmentul radial-axial cu bile (cazul cutiilor de viteze transversale), sau cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile în ambele sensuri.

Cutii de viteze

103

În partea din faţă antrenarea arborelui primar de către discul de ambreiaj sau de către arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice. Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate după soluţia totul faţă transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic al angrenajului transmisiei principale. Pe arborele secundar sunt montate liber roţile dinţate conduse ale angrenajelor şi fix radial şi axial elementele imobile ale sincronizatoarelor. Arborele secundar se sprijină pe carter pe două lagăre, al căror tip constructiv depinde de tipul angrenajului transmisiei principale (cilindric, conic) şi de momentul de încărcare. Lagărul anterior, situat în imediata vecinătate a pinionului transmisiei principale, este un lagăr radial cu bile sau cu role şi preia de regulă numai încărcări radiale. Lagărul posterior este un lagăr ce poate prelua în ambele sensuri şi sarcinile axiale dezvoltate în angrenajele treptelor şi angrenajul transmisiei principale. b. Lagărele cutiei de viteze sunt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor se sprijină pe carter pentru a le permite: fixarea şi ghidarea, rotaţia şi preluarea eforturilor în timpul funcţionării. Principalele cerinţe funcţionale sunt: funcţionare silenţioasă, capacitate portantă mare la un gabarit minim, durabilitate, reglaje minime în exploatare şi să permită variaţiile de lungime ale arborilor. În construcţia cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) şi lagăre cu rostogolire (rulmenţi). Alegerea tipului de lagăr se face în funcţie de: -organizarea transmisiei - carter comun al cutiei de viteze şi al punţii motoare;

-poziţia motorului (transversal sau longitudinal), ce implică utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principală; -poziţia cutiei de viteze - în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestiua; -tipul şi mărimea încărcărilor - radiale, radial-axiale; Lagărle cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt puţin utilizate în construcţia cutiilor de viteză, deoarece necesită o ungere din abundenţă (sub presiune), realizabilă, obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei. Avantajele acestui tip de lagăr sunt: suportă sarcini radiale foarte mari la un gabarit minim iar coeficientul de frecare este minim (0,001 faţă de 0,0015 în cazul rulmenţilor cu bile, sau 0,003....0,005 pentru rulmenţi cu role). Utilizate cu preponderenţă ca lagăre la arborele cotit al motorului au fost adoptate şi în construcţia cutiilor de viteze amplasate transversal, în partea inferioară ale acestora. Ungerea comună a motorului şi cutiei de viteze se realiza de către pompa de ulei. Soluţia a fost adoptată în cazul unei prime generaţii de cutii de viteze transversale ce au echipat autoturisme PEUGEOT (104, 204, 205),


104

CITROEN Bx sau RENAULT R14. Sunt frecvent întâlnite în cazul roţilor dinţate montate liber pe arbori. Lagăre cu rostogolire ( rulmenţi) sunt cele mai răspândite în construcţia cutiilor de viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare. Clasificarea rulmenţilor cutiilor de viteze şi caracteristicile lor generale sunt cuprinse în tabelul 4.2.

Tabelul 4.2 Tipuri de rulmenţi utilizaţi în cutiile de viteză

Capacitatea de a prelua forţe Tipul rulmentului axiale radiale

Rulmenţi radiali cu bile pe un rând cu calea de

rulare adâncă

Depinde de adâncimea canalelor din căile de

rulare

Medie

Rulmenţi radial-axiali cu

bile cu simplu efect

Medii, într-un singur

sens

Medie

Rulmenţi radial-axiali cu role conice pe un singur

rând

Mari, intr-un singur

sens

Mari

Rulmenti radiali cu

role cilindrice pe un singur rând

Nule

Foarte mari

Rulmenţi simpli

Rulmenti radiali cu ace

Nule

Mari

Rulmenţi radial-axiali cu

bile cu dublu efect

Medii, în ambele

sensuri

Mari

Rulmenţi compuşi

Rulmenti radiali cu

role cilindrice pe două rânduri

Foarte mari, în ambele

sensuri

Mari

Cutii de viteze

105

In corelaţie cu prezentările de mai înainte şi cu recomandările din tabelul 4.2, în figura 4.7 se prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.

Fig. 4.7. Lagăre cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze

Rulmenţii au în componenţă elemente de rostogolire - bile, role, ace- montate între inelul interior şi inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lagărului. În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inelele rulmenţilor cu role cilindrice sau cu ace poate să lipsească, astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact direct cu un element exterior (ex. roată liberă), sau interior (ex: arbore secundar). În acest caz, aceste căi de rulare neconvenţionale îndeplinesc cerinţele severe de calitate şi duritate necesare bunei funcţionări. Montarea rulmenţilor este dependentă de tipul lor. La rulmenţii cu bile sau cu role cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele, deoarece există riscul deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de funcţionare. Pentru arbore (cazul general al rulmenţilor cutiei de viteze) inelul interior se montează cu "strâgere", iar inelul exterior cu "alunecare".

Rulmenţii cu role conice, în general, se montează pe arbore în pereche şi în opoziţie, în "X". Forţele axiale pot fi preluate şi printr-un rulment compus - rulmentul biconic. Concepţia acestui tip de rulment simplifică construcţia ansamblului. Jocul de funcţionare, determinat constructiv, este marcat pe rulment, fără a se putea interveni asupra mărimii lui.

c. Roţile dinţate utilizate la cutiile de viteze au dantură înclinată, cu profil în evolventă. Roţile dintate cu dinţi drepţi sunt simple şi ieftine dar funcţionează zgomotos şi se uzează rapid. Utilizarea lor este limitată la realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc angrenaje decuplabile cu roţi baladoare.


106

Dantura înclinată se foloseşte întotdeauna când roţile dinţate sunt în angrenare permanentă. Faţă de cele cu dinţi drepţi sunt mai rezistente, permit micşorarea distanţei între axe, funcţionează uniform şi cu zgomot redus. Ca dezavantaje, utilizarea danturii înclinate determină apariţia forţelor axiale cu necesitatea preluării lor, iar utilizarea angrenajelor permanente determină reducerea randamentului, prin frecările suplimentare dintre roţi şi dintre roţi şi arbore, şi lungirea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300, crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză.

Pentru roţile arborelui intermediar, prin alegerea corespunzătoare a înclinării danturii, încărcările axiale pot fi anulate sau mult reduse. În figura 4.8 este prezentat lanţul cinematic de transmitere a fluxului de putere într-o treaptă k a unei cutii de viteze cu trei arbori.

Notând cu indicele p elementele roţii conduse a angrenajului permanent şi cu k elementele roţii conducătoare, pentru realizarea treptei k,

condiţia de anulare a forţelor axiale F a este :

Fig. 4.8. Schema de descărcare a arborelui intermediar de forţe axiale.

sau Fakap FF = kakptp tgFtg β⋅=β⋅ (4.1)

echivalentă cu: kk

pp

p

p tgr

iMtg

riM

β⋅⋅

=β⋅⋅

, de unde rezultă:

k

p

k

p

rr

tgtg

=β

β, (4.2)

unde βp şi βk sunt unghiurile de înclinare ale roţilor p şi k ; rp şi rk - razele de rostogolire; Ftp şi Ftk- forţele tangenţiale din angrenajul permanent, respectiv angrenajul treptei k ;M- momentul de intrare în cutia de viteze.

Profilul utilizat pentru dantură este profilul în evolventă, deoarece asigură sporirea capacităţii portante a danturii, permite corectarea danturii şi realizează funcţionare fără zgomot. Toate angrenajele cutiilor de viteze sunt corectate pe înălţime prin deplasarea profilului sculei în raport cu cercul de divizare al roţii. In acest caz, înălţimea totală a dintelui rămâne neschimbată, schimbând-se numai raportul între înălţimea capului şi a piciorului dintelui. In cazul angrenajului, deplasarea pozitivă a sculei se aplică roţii dintate de diametru mai mic. In raport cu deplasarea normală, la care linia mediană a înălţimii profilului sculei este tangentă la cercul de divizare al roţii, la dantura corectată scula este depărtată cu distanţa mζ de cercul de divizare, spre exterior. Coeficientul mζ , care exprimă raportul dintre deplasarea

Cutii de viteze

107

radială a liniei mediane a sculei şi modulul danturii, se numeşte coeficient de deplasare specifică. Prin deplasare specifică pozitivă, la aceeaşi înălţime totală a dintelui, ca în cazul danturii normale, creşte inălţimea capului dintelui; în schimb, înălţimea piciorului dintelui se reduce. In consecinţă, razele cercurilor interior şi exterior s-au mărit; dintele este flancat de alte porţiuni de evolventă, mai depărtate de cercul de bază, cu raze de curbură mai mari, respectiv cu forma mai plată. In felul acesta dintele a devenit mai robust la bază şi mai ingust la periferie, iar grosimea dintelui măsurată pe cercul de divizare a devenit mai mare decât jumătatea pasului. Rezultă că la corijarea prin deplasarea pozitivă a sculei se obţine un dinte mai rezistent. La roata dinţată cu diametrul mai mare se aplică deplasarea negativă a sculei, la care linia ei mediană se apropie de centrul roţii rămânând distanţată cu

mζ faţa de cercul de divizare. In acest caz rezultă un dinte mai gros la periferie, însă piciorul slăbit. La roţile dinţate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse şi roţile au dimensiuni apropiate, se foloseşte uneori corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140. Prin reducerea unghiului de angrenare α, gradul de acoperire creşte iar presiunea normală pe dinte scade.

În construcţia cutiei de viteze, roţile dinţate pot fi montate dependente de rotaţia arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a arătat că roţile dependente pot fi executate împreună cu arborele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau nedemontabile.

Roţile dinţate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin pe lagăre de alunecare, sau lagăre de rostogolire (fig. 4.9). In figura 4.9, a se prezintă soluţia de montare a roţii libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecărilor, zona de rezemare a roţii pe arbore este unsă forţat de uleiul centrifugat din canalele din arbore la rotirea arborelul. La soluţia din figura 4.9,b, roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de alunecare. Între roata dinţată şi arbore se introduce o bucşă de bronz, care înlătură frecarea dintre piesele de oţel. În figura 4.9, c roata liberă se montează pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace într-o soluţie constructivă asemănătoare cazului precedent. Ungerea

a) b) c)

Fig. 4.9. Soluţii de montare a roţilor libere:

a-pe canelurile arborelui; b-pe lagăr de alunecare; c-pe lagăr de rostogolire


108

lagărului este făcută printr-un sistem de canale practicat în roţi. Deoarece roţile libere participă le realizarea treptelor de viteză prin

solidarizarea lor cu arborele de susţinere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roţile libere sunt prevăzute cu danturi de cuplare. In vederea unei cuplări uşoare, danturile de cuplare se execută cu module mici, astfel ca la diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinţi.

Pentru satisfacerea în condiţii cât mai bune a cerinţelor constructive şi funcţionale ale cutiilor de viteze, la alegerea soluţiilor constructive trebuie avute în vedere şi următoarele:

- lărgirea degajării S (fig. 4.10, a, b, c) dintre roata dinţată prelucrată şi flanşa sau roata învecinată trebuie să permită ieşirea sculei tăietoare; pentru roţile frezate, mărimea degajării poate fi verificată grafic (fig. 4.10,c), unde Df este diametrul exterior al frezei;

Fig. 4.10. Solutii constructive aplicate dinţilor şi roţilor dinţate.

- pentru a evita concentrarea efortului pe un punct sau pe o suprafaţă mică,

fenomen ce duce la reducerea duratei de funcţionare a angrenajului, se procedează la realizarea unei danturi convexe pe una dintre roţile dinţate (fig. 4.10,d); convexitatea se realizează prin şeveruirea danturii şi se execută, de obicei la roţile dinţate de pe arborele intermediar;

-pentru evitarea concentrărilor de eforturi ce apar la colţurile ascuţite ale dinţilor înclinaţi se aplică una dintre soluţiile din figura 4.10, e, f; deplasarea axială a uneia din roţi cu mărimea ∆=2msinβ (fig. 4.10,e) se aplică angrenajelor nereversibile; la angrenajele reversibile se utilizează tăierea unui şanfren pe ambele feţe ale roţilor dinţate (fig. 4.10, f);

- pentru evitatea lovirii capetelor dinţilor şi pentru îmbunătăţirea condiţiilor de ungere prin păstrarea peliculei de ulei între suprafeţe în contact se aplică flancarea dinţilor (fig. 4.10,g). Valoarea înăiţimii hc pe care se face flancarea este aproximativ hc=0,45m, unde m este modulul danturii. Această operaţie se recomandă numai la angrenaje cu viteze periferice mari (peste 6 m/s, pentru angrenaje cu dantură dreaptă, şi peste 10 m/s, la angrenajele cu dantură înclinată).

Cutii de viteze

109

La angrenajele la care gradul de acoperire se află spre limitele inferioare, această operaţie nu este permisă.

Roţile dinţate din cutiile de viteze se execută din oţel aliat, respectiv oţel aliat superior, la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de şoc, şi suficient de rezistent la încovoiere, iar supafeţele de contact să fie dure, spre a rezista la uzură.

4.2.3. Mecanisme de cuplare a treptelor La angrenajele de roţi dinţate aflate permanent în angrenare, solidarizarea

roţii libere pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanisme de cuplare. Necesitatea mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcţionare ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteză, când între elementele anterior cuplate şi cele care urmează a se cupla apar viteze unghiulare de rotaţie diferite. In aceste condiţii, pentru evitarea solicitărilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, prin egalizarea vitezelor unghiulare este psibilă numai prin manevre de conducere efectuate de conducător. Pentru a ilustra aceste manevre, în figura 4.11 este considerat un model simplificat de realizare a două trepte succesive, k şi k+1, într-o cutie de viteze cu doi arbori şi este arătată secvenţa corespunzătoare celor două trepte în diagrama de etajare a cutiei de viteze. Treapta de viteză k, cu

raportul de transmitere 1

2

zz

is

pcvk =

ω

ω= , se obţine când, prin deplasare spre stânga

a mufei ,5 roata libera 2 se solidarizeaza cu arborele secundar as. Treapta de viteză

k+1, cu raportul de transmitere 3

41 z

z

s

pcvk =

ω

ω=+i , se obţine când, prin deplasare

spre stânga a mufei 5, roata libera 4 se solidarizează cu arborele secundar as.

Fig. 4.11. Shimbărea succesivă a două trepte învecinate de viteză

La trecerea de la treapta inferioară k la treapta superioară k+1, schimbarea crescătoare se produce când vkmax=vk+1min, respectiv când turaţia arborelui primar


110

ωap=ωmax. Roata 2 solidară cu arborele secundar as, prin mufa de cuplare 5, se va roti cu o viteză unghiulară:

kcv

a is

max52

ω=ω=ω=ω , (4.3)

iar rota 4, liberă pe arborelc secundar, cu o viteză unghiulară:

5max

1

max4 ω>⋅

ω=

ω=ω

+

qii kcvkcv

(4.4)

unde q este raţia treptelor cutiei de viteze. Deci viteza unghiulară a roţii 4 este mai mare decât a mufei de cuplare 5.

Frânarea roţii 4, pentru egalizarea vitezelor unghiulare, se obţine prin cuplarea ambreiajului, motorul fiind neaccelerat, cu mufa 5 în poziţie neutră.

În acest fel viteza unghiulară a roţii 4, corespunzătoare vitezei unghinlare ωmin a arborelui primar devine:

1

min4

+

ω=ϖ

cvki (4.5)

Dar qmax

minω

=ω şi q

ii cvkcvk =+1 (4.6)

Înlocuind relaţiiile (4.6) în (4.5) şi comparând cu relaţia (4.3) se obţine:

sa

cvkiω=

ω=ϖ max

4 (4.7)

Practic, operaţia de egalizare a vitezelor unghiulare presupune următoarele faze :

- accelerarea până la viteza maximă în treapta k ; - decuplarea ambreiajului şi aducerea mufei de cuplare în poziţia neutră ; - cuplarea ambreiajului cu motorul neaccelerat, circa 1/5 s, timp în care

motorul frânează roata 4 prin legăturile dintre el şi roată ; - decuplarea ambreiajului şi cuplarea mufei 5 cu roata 4. La trecerea de la treapta superioară k+1 la cea inferioară k, pentru frână de

motor, schimbarea descrescătoare se produce tot când vkmax=vk+1min, dar la turaţia arborelui primar ωap=ωmin. Roata 4 solidară cu arborele secundar as, prin mufa de cuplare 5, se va roti cu o viteză unghiulară :

1

min54

+

ω=ω=ω=ω

kcva is

, (4.8)

iar rota 2, liberă pe arborelc secundar, cu o viteză unghiulară :

51

minmin2 ω<

⋅ω

=ω

=ω+ qii kcvkcv

(4.9)

Deci viteza unghiulară a roţii 2 este mai mică decât a mufei de cuplare 5. Accelerarea roţii 2, pentru egalizarea vitezelor unghiulare, se obţine prin cuplarea ambreiajului şi accelerarea motorul cu mufa 5 în poziţie neutră. În acest fel viteza unghiulară a roţii 2 corespunzătoare vitezei unghinlare ωmax a arborelui primar este:

Cutii de viteze

111

101

minmax2 ω=

⋅⋅ω

=ω

=ϖ+ qi

qi cvkcvk

(4.10)

Egalizarea vitezelor unghiulare, respectiv obţinerea sincronismului, prin aceste manevre reduce siguranţa circulaţiei prin obosirea conducătorului şi, totodată măreşte timpul de cuplare a treptelor. Neajunsurile arătate sunt înlăturate prin utilizarea sincronizatoarelor. In funcţie de gradul de perfecţiune, un sincronizator este compus din următoarele dispozitive: dispozitivul de cuplare, dispozitivul de fixare, dispozitivul de sincronizare şi dispozitivul de blocare (interzicere a cuplării).

După complexitatea construcţiei, sincronizatoarele utilizate în construcţia autoturismelor se clasifică în:

•sincronizatoare fără blocare: sincronizatorul simplu (cu presiune constantă) şi sincronizatorul Porsche (cu servoefect);

•sincronizatoare cu blocare: sincronizatorul Borg-Wagner (cu pene sau cu pastile de blocare), sincronizatorul Renault (cu pinteni de blocare), sincronizatorul New Process (cu bolţuri de blocare) şi sincronizatorul ZF.

a. Sincronizatorul cu presiune constantă Borg-Warner este primul sincronizator utilizat la automobile, fiind fără intrebuinţare actuală. In figura 4.12 se prezintă construcţia unui sincronizator conic cu presiune constantă şi fazele succesive de cuplare a treptei de viteză a rotii dinţate 1, liberă pe arborele secundar al cutiei de viteze.

a) b) c)

Fig. 4.12. Construcţia şi fazele de functionare ale sincronizatorului cu presiune constantă: a- construcţia sincronizatorului; b- poziţia neutră; c-poziţia cuplată

Roata dinţată 1 (fig.4.12, a) este prevăzută cu dantura de cuplare 2 şi cu

suprafaţa tronconică 3. Manşonul 6 al sincronizatorului, canelat interior pentru a culisa pe arborele secundar 7, are pe suprafaţa exterioară o dantură identică danturii de cuplare 2 a roţii dinţate 1. Prin dantura exterioară, manşonul se află permanent în angrenare cu dantura interioară a mufei baladoare 4. Ansamblul mufă-manşon-dantură de cuplare constituie dispozitivul de cuplare. Echidistant pe


112

circunferinţa manşonului, sunt practicate orificii radiale, în care sunt introduse fixatoarele elastice cu bilă şi arc 5, care constituie dispozitivul de fixare al sincronizatorului. Pe fiecare dintre părţile laterale, manşonul este prevăzut cu o suprafaţă tronconică conjugată suprafeţei tronconice 3 a roţii libere. Cele două suprafeţe tronconice conjugate formează dispozitivul de sincronizare. Poziţia din figură 4.10,a corespunde poziţiei neutre a sincronizatorului (punct mort). Pentru cuplarea treptei roţii 1, conducătorul deplasează cu o forţă F1, dezvoltată în mecanismul de comandă, mufa 4 axial spre stânga. Datorită legăturii elastice prin fixatorul 5, deplasarea axială a mufei este preluată şi de manşonul 6, până când suprafeţele conice conjugate 3 ale roţii libere şi manşonului vin în contact (fig. 4.12, b). Frecarea dintre cele două suprafeţe tinde să egalizeze vitezele unghiulare de rotaţie ale roţii şi manşonului, ceea ce permite cuplarea fără şocuri. Când roata dinţată şi manşonul se rotesc cu aceeaşi viteză unghiulară (fig.4.12,c), la majorarea forţei axiale de acţionare (F1< F2), până când bila fixatorului elastic 5 învinge forţa arcului şi iese din şănţuleţul inelar al coroanei, mufa avansează spre stânga şi intră în angrenare cu dantura de cuplare 3 a rotii libere 1. Se obţine starea de cuplare a treptei. Pentru ca această ultimă fază a cuplării treptei să se producă după egalizarea vitezelor unghiulare, cuplarea trebuie făcută lin, cu atenţie din partea conducătorului. b. Sincronizatorul PORSCHE este o soluţie de sincronizator fară blocare, deoarece elasticitatea inelului de sincronizare permite cuplarea treptei chiar dacă sincronizarea nu este realizată. Construcţia şi funcţionarea sincronizatorului sunt prezentate in figura 4.13. Sincronizatorul serveşte la solidarizarea la rotaţie a roţilor libere 3 şi 10 cu arborele 4. Roţile 3 şi 10 montate prin intermediul rulmenţilor cu ace 9, fac corp comun la una din extremităţi cu un butuc cu canelură exterioară.

Fig. 4.13. Constructia sincronizatorului Porsche Elementul de cuplare 8, asamblat prin caneluri (cu strângere) pe pinionul liber, dispune, la periferie, de dantură exterioară de cuplare. Intr-o astfel de

Cutii de viteze

113

construcţie, diametrul suprafeţei de frecare (sincronizare) este independent de dimensiunile pinionului, deci şi de numărul său de dinţi. În partea opusă danturii de cuplare este practicat un prag 16, sub forma unei creşteri de diametru. Manşonul (butucul) 6 al sincronizatorului este montat prin canelurile 14 pe arbore având acelaşi regim de rotaţie cu acesta; exteriorul se limitează la trei zone de ghidare 7, pe care culisează manşonul balador de cuplare1. Inelul de sincronizare 12, de forma unui segment circular, constituie partea esenţială a dispozitivului de sincronizare; la exterior, profilul este compus dintr-o suprafaţă conică racordată unei suprafeţe cilindrice. În canalul inelului pătrunde pintenul 16. Poziţia axială faţă de elementul de cuplare 8 este asigurată de către un inel de siguranţă 15. Manşonul balador 1 este prevăzut la exterior cu un canal circular în care pătrunde furca de cuplare 13; la interior este prevăzut cu dantura de cuplare 11, utilizată şi pentru antrenare de către cele trei extremităţi ale butucului sincronizatorului. Diametrul interior al coroanei dinţate a manşonului balador 1 este ceva mai mică decât diametrul exterior al inelelor de sincronizare 12, când acestea se găsesc în stare liberă. In figura 4.14 se prezintă etapele de cuplare ale unei trepte cu ajutorul sincronizatorului Porsche. La inceputul cuplării sub apăsarea furcii de comandă, manşonul balador 1 se deplasează către pinionul liber şi intră în contact cu porţiunea conică a inelului de sincronizare 1,2 determinând comprimarea acestuia. (fig.4.14, a). Sub acţiunea momentului de frecare ce ia naştere între suprafeţele de frecare, inelul de sincronizare, solidar în rotaţie cu roata liberă prin elementul de cuplare 8 (din fig.4.13), datorită faptului că are diametrul exterior mai mare decât diametrul de trecere al manşonului balador 1 în tendinţa de închidere apasă suplimentar asupra dinţilor manşonului balador. Forţele de frecare care apar în planul de alunecare determină deschiderea inelului, care măreşte cuplul de frecare şi, prin deformarea inelului de sincronizare, împiedică manşonul balador să înainteze către dantura de cuplare a elementului anexat pinionului liber. Rezultă că sincronizatorul Porsche prezintă un efect de autoamplificare, menţinut până la egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui şi roţii care se cuplează.

a) b) c) Fig. 4.14. Fazele de functionare ale

sincronizatorului Porsche a-intrarea în contact; b-comprimarea inelului de

sincronizare; c-pozitia cuplată

După egalizarea vitezelor unghiulare ale pinionului şi arborelui, neexistând mişcare relativă, manşonul balador poate comprima inelul de sincronizare şi înainta (fig.4.14, b) către pinionul liber, realizând cuplarea (fig.4.14,c).


114

Sincronizatorul Porsche prezintă avantajul unei egalizări rapide a vitezelor unghiulare, datorită efectului de autoamplificare, ceea ce conduce la reducerea duratei de schimbare a treptei şi cuplarii silenţioase. In plus, fiind compact, permite reducerea lungimii cutiei de viteze. Ca dezavantaj îl reprezintă forţa mare necesară comenzii, dar, cu toate acestea, este apreciat de constructorii şi utilizatorii autoturismelor sportive.

c. Sincronizatorul cu blocare BORG-WARNER este un sincronizator cu pene de blocare.

În figura 4.15 se prezintă construcţia unui asemenea sincronizator. Sincronizatorul este dispus pe arborele secundar 9, între rotile dinţate libere 1 şi 8. Roţile dinţate sunt prevăzute cu suprafeţe de lucru tronconice şi cu danturi de cuplare.

Fig. 4.15. Constructia sincronizatoruluicu blocare Borg-Warner

Manşonul 5 al sincronizatorului, centrat pe canelurile arborelui secundar,

este fix în direcţie axială. Pe circumferinţa manşonului sunt practicate, la distanţe egale, trei goluri axiale, în care pătrund penele 4 ale fixatorului.

Cutii de viteze

115

Manşonul 5 este prevăzut cu dantură exterioară, cu care cuplează dantura interioară a mufei 3, care, prin deplasare axială, poate angrena cu danturile de cuplare ale roţilor 1 sau 8. Penele de fixare 4 sunt prevăzute în mijloc cu nişte proeminenţe care se plasează într-un canal strunjit la mijlocul mufei de cuplare 3. Cele trei piese ale fixatorului sunt susţinute în mufa de cuplare de arcurile de expansiune 6.

Inelele de sincronizare 2 şi 7 sunt piese din bronz. Ele sunt prevăzute cu o dantură exterioară (dantură de blocare) identică cu danturile de cuplare şi cu trei canale frontale, în care pătrund piesele 4 ale fixatorului, împiedicând rotirea inelului faţă de manşonul 5.

Folosind notaţii din figura 4.15, în figura 4.16 sunt prezentate fazele de funcţionare ale sincronizatorului.

Dacă mufa de cuplare 3 este deplasată axial, prin fixatorul 4 şi arcurile 6 este antrenat şi inelul de sincronizare 7 (din partea deplasării), care vine în contact cu suprafaţa tronconică a roţii libere 8 (fig.4.16, a). Deoarece lăţimea frezărilor din inelele de sincronizare este mai mare decât a pieselor 4 ale fixatorului şi anume cu jumătate din grosimea unui dinte de cuplare, sub acţiunea momentului de frecare are loc o deplasare tangenţială a inelului de sincronizarc faţă de manşonul 5.

Această deplasare face ca dantura de blocare a inelului de sincronirare să se interpună în faţa danturii mufei împiedicând înaintarea ei (fig.4.16, b). In momentul egalizării vitezelur unghiulare, datorită forţelor tangenţiale ce apar între dantura de blocare şi dantura mufei, inelul se roteşte şi permite deplasarea axială a mufei până angrenează cu dantura de cuplare a roţii libere (fig.4.16, c).

Fig. 4.16. Fazele de functionare ale

sincronizatorului Borg-Warner: a- începutul schimbării treptei;

b-interzicerea cuplării; c-poziţia cuplată


116

In figura 4.17 se prezintă construcţia sincronizatorului cu pastile de blocare. Diferenţa constă în construcţia fixatorului realizat din pastilele 3, bilele 2 şi arcurile 1.

Fig. 4.17. Constructia sincronizatorului cu pastile de blocare

d. Sincronizatorul RENAULT face parte tot din categoria sincronizatoarelor cu blocare. Constructia unui astfel de sincronizator este prezentată în figura 4.18. Roţile 1 şi 5 sunt libere pe arborele 7. Inelul de sincronizare 1 (4), prin pintenii 8 capătă mobilitate parţială faţă de roţile dinţate atât în translaţie, cât şi în rotaţie. Butucul 6 este fix faţă de arborele 7 unghiular prin caneluri şi axial prin inele de siguranţă, astfel că poate fi considerat ca parte a arborelui. Manşonul balador 3 conţine conurile conjugate de frecare şi dantura interioară de cuplare cu butucul 6, faţă de care poate culisa axial pentru cuplare cu danturile de cuplare ale roţilor libere 1 şi 5. In poziţia neutră (punct mort), cei trei pinteni ai inelului de sincronizare sunt aşezaţi în degajările pinionului liber, iar inelul este depărtat de pinion prin acţiunea arcului circular. Deplasarea axială este limitată de contactul pintenilor cu butucul. La punct mort, manşonul de cuplare este în poziţia mediană a butucului şi nu este în contact cu nici un alt element. La cuplarea treptei, manşonul de cuplare este elementul asupra căruia intervine conducătorul pentru selectarea raportului, prin intermediul levierului cutiei de viteze, şi deplaseză manşonul spre pinionul liber. Folosind notaţii din figura 4.18, în figura 4.19 sunt prezentate fazele de funcţionare ale sincronizatorului Renault.

Cutii de viteze

117

În timpul deplasării axiale, conul manşonului vine in contact cu conul inelului de sincronizare (fig.4.19,a). Dacă vitezele de rotaţie sunt diferite, apare un cuplu de frecare între conuri, ce creează un cuplu rezistent.

Fig. 4.18. Construcţtia sincronizatorului Renault

a) b)

Fig. 4.19. Fazele de funcţionare ale sincronizatorului Renault

a-interzicerea cuplării; b-poziţia cuplată Acesta antrenează inelul de sincronizare în rotaţie şi aplică una dintre

feţele înclinate ale pintenilor pe şanfrenul degajării pinionului liber. Inelul nu poate


118

avansa către pinionul liber şi deci se opune înaintării manşonului spre dantura de cuplare a roţii libere.

Această interdicţie de cuplare dispare la egalizarea vitezelor celor două elemente în contact. Când vitezele sunt egalizate, dispare şi cuplul rezistent. Pintenii şi inelul se deplasează spre pinion iar manşonul cuplează cu dantura pinionului liber (fig.4.19, b). Se realizează legatura: arbore - butuc - manşon - pinion liber prin manşonul ce leagă pinionul de butuc şi prin butucul ce leagă manşonul de arbore.

Revenirea la "punctul mort" se face când se acţionează asupra manşonului în sens invers. Danturile de cuplare nu se mai găsesc în contact. Pinionul redevine liber pe arbore; arcul circular reaşează inelul de sincronizare în poziţia de lângă butuc şi sistemul se găseşte în poziţia iniţială. e) Sincronizatorul NEW PROCESS (PEUGEOT) este un sincronizator cu bolţuri de blocare. Construcţia unui sincronizator Peugeot este prezentata în figura 4.20.

Fig. 4.20. Construcţia sincronizatorului New Process (Peugeot)

Cutii de viteze

119

Pentru cuplarea uneia dintre roţile libere 1 sau 8 de pe arborele 9, manşonul baladoar 4, solidar la rotaţie cu arborele 9 prin butucul canelat 10, faţă de care are mobilitate relativă de translaţie, este deplasat axial spre stânga. Inelele de sincronizare 3 şi 6 sunt legate între ele într-o poziţie invariabilă prin trei bolţuri 5 nituite la capete de inalele de sincronizare. Bolţurile traversează mansonul de cuplare iar pentru a interzice cuplarea înaintea sincronizării sunt realizate cilindrice cu diametrul în trepte. Ansamblul este completat de un arc circular 11 poziţionat în canalul mansonului.

Folosind notaţii din figura 4.20, în figura 4.21 sunt prezentate fazele de funcţionare ale sincronizatorului.

Poziţia neutră (fig. 4.21, a), se obţine când manşonul balador 4 este menţinut de furca de comandă a selectorului vitezei în poziţie neutră. Arcul circular 11, aşezat în crestătura bolţului 5, menţine inelele de sincronizare 6 în poziţie neutră faţă de discurile conjugate de frecare 7.

La deplasarea axială a manşonului datorită legăturii elastice realizată prin fixatorul format din arcul 11 sunt antrenate şi inelele de sincronizare 3 şi 6, până când inelul 6 vine în contact cu suprafaţa conică de frecare 7 a roţii 8 (fig.4.21, b). Prin frecarea ce ia naştere între suprafeţele din contact se realizează egalizarea vitezelor unghiulare ale mufei 4 şi roţii 8. Pentru ca deplasarea spre dreapta a manşonului şi angrenarea lui cu dantura de cuplare a roţii 8 să fie permisă numai după egalizarea vitezelor unghiulare se folosesc bolţurile de blocare 5. Atâta timp cât există viteză relativă între suprafeţele în contact (fig.4.21, c), sub acţiunea momentului de frecare apare o descentrare a bolţului 5 faţă de alezajul său din manşonul 4. În acest fel, deplasarea în continuare este oprită de umărul bolţului 5, chiar dacă forţa axială de acţionare depăşeşte forţa capabilă a fixatorului elastic 11.

Fig. 4.21. Fazele de functionare ale

sincronizatorului New Process (Peugeot): a- poziţia neutră; b- începutul sincronizării;

c-interzicerea cuplarii; d-sfârşitul sincronizării; e-începutul cuplării; f-poziţia cuplată


120

La egalizarea vitezelor unghiulare, sub acţiunea forţei axiale de acxţionare, bolţurile se centrează (fig.4.21, d) şi mufa 4 poate avansa spre stânga până intră în angrenare cu dantura de cuplare a roţii 8 (fig. 4.21, e şi f).

4.2.4. Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor reuneşte elementele ansamblului cutiei de viteze şi le menţine în poziţia de funcţionare; protejează organele interne de mediul exterior şi conservă uleiul necesar ungerii şi răcirii elementelor aflate în mişcare relativă; permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului motopropulsor compact; în cazul transmisiilor organizate după soluţia totul faţă, înglobează mecanismele centrale ale punţii motoare: transmisia principală şi diferenţialul. Carterul cutiei de viteze trebuie să indeplinească următoarele cerinţe: să fie rigid şi uşor, etanş, dar bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă la creşterea temperaturii în funcţionare, puţin zgomotos prin evitarea amplificării vibraţiilor provenite de la angrenaje şi de motor, să evacueze rapid căldura în timpul funcţionării. Clasificarea carterelor se face după mai multe criterii şi anume;

•după numărul componentelor transmisiei pe care le înglobează: carter mecanism reductor al cutiei de viteze (ex: ARO 24); carter comun pentru ambreiaj, cutia de viteze şi puntea motoare (DACIA Nova, OLTCIT); carter comun pentru cutia de viteze şi puntea motoare (DACIA 1310) •după numărul elementelor principale, carterele cutiilor de viteze pot fi: ansamblu monobloc; ansamblu din două semicartere longitudinale; ansamblu "sandwitch". a. Concepte tehnologice. Concepţia carterului cutiei de viteze se face ţinând seama de: satisfacerea rolului funcţional; tipul de organizare a echipamentului motopropulsor şi poziţia cutiei (longitudinală, transversală); seria de fabricaţie; posibilităţile tehnologice; derivatele opţionale ale cutiei de bază (4x2 faţă, spate sau integrală). Deşi carterul poate satisface diferite cerinţe de fabricare, el poate fi necorespunzător din punct de vedere al zgomotului în funcţionare. Aceasta se datorează în general vibraţiilor emise de angrenaje, vibraţii care pot fi amplificate prin efectul de "membrană" al unora dintre părţile laterale ale carterului. Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzătoare a pereţilor ansamblului. În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate să-i confere în plus un raport calitate/ preţ optim. Complexitatea, forma şi aspectul pieselor variază în funcţie de: materialele utilizate (aluminiu sau fontă) şi procedeul de turnare a semifabricatelor. Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcţionale-încărcare, zgomot-cât şi de aspecte tehnologice-producţia zilnică, procedeul de turnare şi

Cutii de viteze

121

tehnologia de uzinare disponibilă etc. De regulă, în construcţia unui carter al cutiei de viteze, datorită dificultăţilor de obţinere a calităţilor suprafeţelor la uzinare cu aceeaşi viteză de aşchiere şi modificării diferenţiate a formei şi dimensiunilor la creşterea temperaturii, se utilizează un singur tip de material Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare se toarnă din aliaje de aluminiu. Compoziţia chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează aliajul: - AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare; - AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie; - AS5U3 la turnarea în forme de nisip a pieselor prototip şi serie foarte mică. b. Ventilaţia carterului. Frecările dintre elementele aflate în mişcare relativă sporesc temperatura internă, ceea ce determină dilatarea aerului şi creşterea presiunii; la valori mari creşterea presiunii poate deforma garniturile de etanşare, provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la 150

oC şi poate atinge

chiar 170oC (la nivelul suprafeţelor de frecare ale sincronizatoarelor).

Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă de aerisire, ce permite ieşirea sau intrarea aerului, dar opreşte trecerea particulelor solide sau lichide. Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într-o zonă în care aceasta este protejat de stropii de ulei. c. Etanşarea carterului cutiei de viteze. La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanşări: - etanşări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze); - etanşări între elementele cu mişcare relativă (arbori, axe şi carter). Tipul de etanşare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele ansamblului. • În cazul preciziei necesare mari (ex: semicartere) se utilizează o pastă de elastomer, ce formează un filtru etanş între microneregularităţile suprafeţelor frezate aflate în contact. • În cazul etanşării capace/ carter se utilizează garnituri din: - hârtie (ex: carter ambreiaj/ carter cutie de viteze la DACIA 1310); - elastomer de formă toroidală (ex: capac treapta a V-a/ carter cutie de viteze la DACIA Nova). - mastic de etanşare în cazul unor capace din tablă ambutisată. Când este necesară etanşarea arborilor de transmisie intrare - ieşire sau a axelor de comandă se apelează la manşetele de etanşare cilindrice cu una sau cu două margini de etanşare. Materialele utilizate în construcţia acestora sunt dependente de regimul termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (90

oC), poliacrilat (120

oC) etc.

Elementele de etanşare pentru arborii de transmisie dispun de două margini de etanşare (fig.4.22), între care se găseşte o mică rezervă de ulei; marginea internă previne pierderile de ulei; marginea externă asigură etanşarea faţă de apă sau /şi de


122

particulele abrazive; uleiul acumulat între aceste două părţi asigură o durată de viaţă mare.

Fig. 4.22. Manşete de etansare Fig. 4.23. Etansarea tijelor culisante

Suplimentar, la cutiile de viteze de cuplu mare, pentru împiedicarea scurgerii de ulei spre ambreiaj, pe arborele primar este practicat, de obicei, un canal elicoidal, care readuce uleiul în interiorul cutiei de viteze. În cazul etanşării axelor de comandă, caracterizate de o poziţie foarte expusă agenţilor externi (apă, praf) şi deplasării axiale, este prevăzută o etanşare suplimentară a zonei culisante cu burduf gonflabil (fig. 4.23).

d. Construcţia carterului cutiei de viteze. Carterul "monobloc" al cutiei de viteze (fig. 4.24), este constituit ca o piesă complexă turnată, ce regrupează părţile laterale, ce formează "incinta" mecanismelor, precum şi zonele ce permit cuplarea cu motorul sau cu alte organe ale transmisiei (ambreiaj, distribuitor etc.).

Fig. 4.24. Construcţia carterului monobloc

Este întâlnit astăzi în general la transmisia automobilelor cu motor longitudinal, organizate după soluţia 4x4 tot teren (ARO24). Utilizată în trecut la autoturisme europene (RENAULT 4), se păstrează ca soluţie numai la câteva autoturisme americane. Avantajele construcţiei contând din rigiditate sporită, masă redusă, simplu de etanşat, fac ca aceasta să se constituie într-o soluţie de viitor. Montarea componentelor interne (arbori, angrenaje) se face printr-o fereastră practicată într-unul din pereţii laterali, obturată de un capac ce include de regulă comanda internă a mecanismului de acţionare. Carterul asamblat (fig.4.25) reprezintă o soluţie specifică transmisiilor autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare organizate după soluţia totul faţă, cu motorul amplasat longitudinal sau transversal. Uzinarea este mai complexă decât în cazul carterului monobloc, deoarece se are în vedere existenţa unor suprafeţe

Cutii de viteze

123

suplimentare - cele de asamblare şi cele de centrare a elementelor componente. Este compus din mai multe elemente, care sunt uzinate împreună pentru a forma "carterul asamblat".

a) b)

Fig. 4.25. Construcţia carterului asamblat . Carterul asamblat reprezintă o altă soluţie ce ce poate fi obtinut prin turnare sub presiune a elementelor componente. Turnarea sub presiune conferă pieselor finite: precizie mare, rigiditate satisfăcătoare şi masă redusă. Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale (fig.4.25, a) satisface toate soluţiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică, totul faţă sau integrală. Construcţia este realizată din două semicartere ce conţin în planul de asamblare axele arborilor. Fixarea pe motor a cutiei de viteze se face fie printr-o flanşă ce delimitează carterul ambreiaj, fie printr-un carter ambreiaj separat. Carterul asamblat al cutiilor de viteze transversale (fig.4.25, b) este constituit din două sau din trei elemente care au suprafeţele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor. Soluţia cu două elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori şi cinci trepte (ex: DACIA Nova), sau trei arbori şi şase trepte (VOLVO M56, OPEL Calibra). Soluţia cu trei elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori şi şase trepte (FIAT Punto). Elementele ansamblului sunt:carter ambreiaj şi mecanismele centrale ale punţii motoare; carter mecanism reductor cutie de viteze şi capac treapta a V-a (2 arbori, 5 trepte) sau carter treptele V-a şi a VI-a (2 arbori, 6 trepte). 4.2.5. Ungerea cutiei de viteze Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare şi a uzurii componentelor cutiei de viteze şi pentru evacuarea căldurii. Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziţia cutiei de viteze în raport cu motorul. Ungerea mixtă, sub presiune-barbotare, se foloseşte în cazul cutiei de viteze montată sub motor (fig. 4.26), când ungerea este asigurată de uleiul motor şi se efectueză mixt prin presiune şi barbotare.


124

Lagărele radiale de

alunecare 1 sunt alimentate cu ulei din rampa centrală, iar angrenajele, mecanismele de cuplare şi lagărele cu rulmenţi sunt unse prin barbotare. Uleiul folosit în acest caz este un ulei special, SAE 80/90, sau un ulei de motor 15 w 50 Ungerea prin barbotare se foloseşte în cazul cutiei de viteze independentă de motor, situaţia majorităţii automobilelor, când nu dispune de o pompă de ulei. Pentru asigurarea ungerii, roţile dinţate ale arborelui

(arborilor) inferior sunt parţial imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne şi proiectarea unei mari cantităţi pe pereţii carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea uleiului.

Fig. 4.26. Ungerea mixtă a cutiei de viteze

În plus, centrifugarea antrenează o circulaţie de ulei din centru către periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roţilor libere. Ungerea părţilor frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe faţa opusă mecanismului de cuplare (fig.4.27, a) canal care asigură o circulaţie de ulei satisfacatoare.

a) b) c)

Fig. 4.27. Ungerea unor componente ale cutiei

.a- ungerea roţilor libere; b- ungerea rulmenţilor biconici; c-ungerea mecanismelor de cuplare

Cutii de viteze

125

O parte a uleiului proiectat pe pereţii interni este dirijată către zone precise cu ajutorul nervurilor, alezajelor sau al unor elemente colectoare. Asfel se realizează ungerea rulmenţilor biconici (fig.4.27, b), sau ungerea angrenajelor şi mecanismele de cuplare situate în extremităţile cutiei de viteze (fig.4.27, c). Aceste artificii constructive favorizează o ungere corespunzătoare şi în situaţia în care cutia de viteze se găseşte la punctul mort. Astfel sunt limitate şocurile din angrenare (fară sarcină) determinate de neuniformitatea momentului motor, specifică regimului de mers în gol (ralenti). Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin poziţionarea buşonului de umplere pe unul din pereţii laterali la o înălţime precis determinată de constructor prin teste complexe. La partea inferioară a carcasei se găseşte un buşon de golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet permanent ce colectează particulele metalice.

4.2.6. Sistemul de acţionare al cutiei de viteze în trepte Sistemul de acţionare al cutiilor de viteze mecanice în trepte cu comandă

manuală este un ansamblu de elemente mecanice dispuse între postul de conducere şi mecanismele de cuplare ale treptelor, prin intermediul cărora conducătorul impune un anumit mod de funcţionare pentru cutia de viteze. Intervenţia conducătorului se face direct asupra unui levier de comandă, situat la nivelul postului de conducere, ce transmite mişcarea prin ansamblul de acţionare, furcilor de comandă. Acestea, la rândul lor, determină deplasarea xială a fiecărui manşon balador ce solidarizează roata liberă aleasă cu arborele pe care aceasta se sprijină, obţinându-se raportul de transmitere dorit. Cerinţele sistemului de acţionare se referă la: precizie în funcţionare, realizabilă printr-o indexare corectă a poziţiei cuplate sau neutre; siguranţă, prin evitarea cuplării simultane a două trepte de viteză sau a cuplării/decuplării necomandată; confort, prin limitarea efortului conducătorului (5…8 daN) la acţionarea levierului de comandă şi fără necesitatea unor mişcări suplimentare;rapiditate la schimbarea treptelor, pentru a nu altera performanţele dinamice sau economice prin pierderea de viteză produsă la întreruperea transmiterii fluxului de putere de la motor către roţi. Un sistem mecanic de acţionare este compus din: • comenzile interne, ce includ sistemul de axe şi furci, mecanismul selector, dispozitivele de zăvorâre şi fixare a treptelor. •comanda externă, care este formată din levierul selector şi timoneria de comandă. Levierul de comandă trebuie să deplaseze independent toate manşoanele baladoare ale mecanismelor de cuplare din cutia de viteze; în general, cinematica adoptată constă în deplasarea levierului după două direcţii ortogonale: una perpendiculară pe axa longitudinală a automobilului, ce realizează selectarea vitezei (alege mecanismul de cuplare), şi cealaltă mişcare paralelă cu axa


126

longitudinală a automobilului ce realizează cuplarea sau decuplarea treptei (deplasează axial manşonul balador). Pentru a fi completă, comanda cutiei de viteze trebuie să dispună de două dispozitive de siguranţă: unul cu rol de zăvorâre a celorlalte trepte şi altul cu rol de fixare a axelor furcilor în poziţii bine determinate. În funcţie de poziţia relativă între levier şi carterul cutiei de viteze, sistemul de acţionare poate fi: •sistem de acţionare directă, când levierul selector al postului de conducere este montat direct pe carterul cutiei de viteze, întrucât aceasta se găseşte în imediata apropiere a postului de conducere.

•sistemul de acţionare la distanţă, când cutia de viteze se găseşte depărtată de postul de conducere.

Dacă, în construcţia autoturismelor întâlnite astăzi pe piaţă, poziţia şi modul de manevrare a levierului de comandă nu diferă esenţial de la un tip la altul, construcţia şi organizarea celorlalte elemente ale sistemului de acţionare a cutiei de viteze sunt realizate în concordanţă cu poziţia postului de conducere faţă de cutia de viteze (la distanţă, suprapuse) şi cu poziţia ansamblului motor-cutie de viteze (transversal, longitudinal).

a. Comanda internă reprezintă un ansamblu de componente, realizat intr-o largă diversitate de solutii, ce permite selectarea şi schimbarea treptei de Principiul de funcţionare este prezentat în figura 4.28. Levierul 1 articulat prin axul său 2 faţă de carterul cutiei de viteze permite selectarea axului dorit, 1-2 sau 3-4 sau AR, şi deplasarea acestuia pentru cuplarea-decuplarea treptei de viteză. Mişcarea de selectare (A) se face după direcţie perpendiculară pe axele arborilor cutiei de viteză, iar cea de cuplare-decuplare (B) după o direcţie paralelă, obţinută prin rotaţia levierului 2 în jurul axului dorit.

Fig. 4.28. Principiul de funcţionare al comenzii interne

Funcţionarea ansamblului este următoarea: când toate manşoanele baladoare sunt la punct mort, levierul 1 este poziţionat, prin acţiunea arcului 3, în elementul de antrenare al axului pentru vitezele 3-4, ce aşează umărul axului 3 pe şaiba 5. Pentru selectarea axului vitezelor 1-2 este suficient să se comprime arcul 3 până când inelul de siguranţă 6 tamponează şaiba de limitare 5; distanţa (A) este distanţa între axele vitezelor III - IV şi I - II.

Cutii de viteze

127

Pentru a selecta treapta de mers înapoi, trebuie comprimat arcul 4 cu ajutorul şaibei 5 până la anularea distanţei (B). Forţa dezvoltată de arcul 4 este superioară celei dezvoltate de arcul 3, astfel încât conducătorul sesizează această manevră.

Furcile de comandă (fig. 4.29) sunt componente ale comenzii interne ce determină deplasarea axială a fiecărui manşon balador al sincronizatoarelor în vederea cuplării sau decuplării treptelor de viteză.

Mişcarea de translaţie a manşonului balador poate fi realizată de către furcă fie prin deplasarea axială (furcă culisantă 2,3), fie printr-o mişcare de rotaţie (furcă articulată 1). Furca articulată 1 se foloseşte când sunt necesare deplasări mari pentru elementele baladoare. Transmiterea mişcării de la furca aflată în mişcare pendulară la manşonul balador se face prin intermediul unor patine oscilante, montate la extremitaţile braţelor.

Fig. 4.29. Furcile de comandă Se foloseşte, într-o formă specifică,

la treapta de mers înapoi, când deplasează axial roata intermediară baladoare. Furca culisantă 2 şi 3, este realizată din considerente tehnologice de uzinare şi montare prin asamblare a trei elemente: furca propru-zisă, axul culisant (tija) şi elementul de antrenare al axului. Furca propru-zisă este o piesă sub formă de “u”, cu braţele egale sau inegale, ale căror extremităţi, numite patine, sunt angajate în canalul practicat periferic în manşonul balador; pentru a determina o mişcare axială corectă (fără bascularea manşonului) patinele acţionează diametral opus asupra acestuia. În partea centrală, corpul furcii dispune de un alezaj în care pătrunde axul culisant. Forma furcii şi modul de asamblare cu axul său depind de tehnologia de realizare a acesteia. Furcile se obţin prin două procedee de fabricare şi anume prin turnare sau prin ambutisare din tablă de oţel.

Furcile turnate sunt realizate din oţel, fontă, alamă sau aluminiu. Asamblarea cu axul în acest caz se face cu elemente demontabile (ştift elastic sau şurub). Patinele sunt acoperite fie cu molibden fie cu mase plastice. Furcile din tablă de oţel ambutisate sunt fixate pe ax prin sudură. Patinele din masă plastică sunt fie injectate direct pe suportul metalic, fie montate prin clipsare. Axul furcii este o tijă cilindrică din oţel montată în carterul cutiei de viteze, paraleli cu arborii. Forma cilindrică, nejustificată în funcţionare deoarece axul are numai mişcare de translaţie, este preferată de constructori din motive tehnologice. Ghidarea axului faţă de carterul cutiei de viteze se face fie prin bucşe de bronz


128

grafitat, sinterizate, fie prin ghidaje cu bile, situaţie în care efortul de manevrare scade simţitor. Pe suprafaţa axului, de cele mai multe ori, sunt practicate canalele dispozitivelor de fixare a furcii şi dispozitivelor de zăvorâre a axelor. Elementul de antrenare al axului este o piesă montată pe acesta printr-o asamblare cu ştift elastic, şurub sau sudură, şi dispune la extremitatea sa de un canal sub formă de ''u'', în care pătrunde capătul levierului selector al mecanismului de comandă internă. În unele cazuri, când arhitectura internă o permite, această piesă poate să lipsească; rolul ei este îndeplinit de un canal practicat direct în axul furcii. Dispozitivele de fixare a furcilor sunt componente ale comenzilor interne din sistemul de acţionare al cutiei de viteze, ce acţionează de regulă asupra axelor furcilor şi asigură menţinerea furcilor de comandă în poziţia neutră sau cuplată, evitând deplasarea necomandată a ansamblului ax - furcă sub efectul inerţiei sau vibraţiilor. De asemenea ele, prin forţa cu care se opun deplasării furcilor, informează conducătorul asupra poziţiei axului solicitat. Cum în poziţie neutră manşonul balador al sincronizatorului este menţinut de dispozitivul de fixare al acestuia (cu pene, bolţuri, bile etc.), montat în butuc, fixarea furcii evită frecările accidentale între patinele furcii şi lateralele canalului. În general, fiecare ax al furcilor de comandă dispune de un dispozitiv de fixare. Această indexare se realizează prin angajarea unui corp mobil (bilă, cep conic sau rolă) sub acţiunea unui arc elicoidal într-una din cele două sau trei degajări practicate în axul culisant al furcii de comandă (fig.4.30). Una din degajări corespunde poziţiei neutre, iar celelalte două, situate de o parte şi de cealaltă a poziţiei neutre, corespund poziţiilor cuplate. În situaţia în care un ax culisant realizează prin intermediul furcii cuplarea unei singure trepte, axul este prevăzut cu numai două degajări (ex: ax mers înapoi).

Fig.4.30. Dispozitive de fixare

În vederea sesizării corecte de către conducător a poziţiei axului furcii de comandă, adâncimea acestor canale este diferită: mai mare pentru cele extreme, corespunzătoare poziţiilor cuplate, decât pentru poziţia neutră (centrală).

Dispozitivul de zăvorâre a axelor furcilor este un dispozitiv de securitate care previne, în cazul efectuării unei comenzi incorecte, cuplarea simultană a două trepte de viteză, sau deplasarea unui alt ansamblu ax-furcă atunci când o anumită treaptă este cuplată. Prin concepţie, acest dispozitiv împiedică deplasarea simultană a două axe vecine. După poziţia relativă a axelor furcilor şi după forma elementelor intermediare de blocare, cele mai cunoscute dispozitive de zăvorâre sunt: cu disc, cu ştifturi, cu potcoavă etc.

Cutii de viteze

129

Zăvorârea cu disc (fig.4.31) este o soluţie răspândită datorită simplităţii constructive. Pentru utilizarea unui singur element intermediar (zăvorul disc), axele furcilor sunt aşezate echidistant. Fiecare dintre axe dispune de o degajare; pentru poziţia neutră a cutiei de viteze (fig.4.31, a), ele sunt faţă în faţă; în aceste degajări se aşează discul de zăvorâre.

Fig. 4.31. Zăvorârea cu disc

a-punct mort; b-treaptă cuplată

Diametrul discului este astfel ales încât dacă discul intră complet în două dintre degajări, cea de-a treia rămâne liberă. Deplasând una din axe (fig.4.31, b), discul are tendinţa de a intra în degajările celorlalte două. Fiind fixat axial într-un canal practicat în carter, axele neutilizate sunt astfel zăvorăte. Zăvorârea cu ştifturi (fig.4.32) este cea mai utilizată soluţie de zăvorâre, deoarece este adaptabilă oricărui mod de dispunere a axelor.

În cazul dispunerii în triunghi a axelor (fig.4.32, a), dispunerea ştifturilor nu este în acelaşi plan, fapt ce oferă mari avantaje tehnologice în ceea ce priveşte posibilităţile de practicare a alezajelor acestora. La deplasarea unui ax, ştifturile aflate între el şi celelalte două se deplasează axial către acestea, pătrund în degajările lor şi le blochează, împiedicându-le mişcarea. În cazul dispunerii coplanare a axelor (fig.4.32, b), un ştift traversează alezajul practicat în axul central (B), determinând şi blocarea axului (C), când axul (A) este deplasat. b. Comanda externă cuprinde totalitatea elementelor sistemului de acţionare al cutiei de viteze situate între postul de conducere şi carterul acesteia.

Fig. 4.32. Zăvorârea cu ştifturi

a- dispuse în triunghi; b-dispuse liniar

Cerinţele specifice acestei grupe de elemente sunt: să asigure o manevrare confortabilă, precisă şi să filtreze vibraţiile şi zgomotele ce provin de la grupul motopropulsor. Ansamblul comenzii interne cuprinde levierul de comandă, situat la nivelul postului de conducere, şi timoneria de legătură levier - comandă internă.


130

Levierul de comandă. Pentru asigurarea unei comenzi simple şi sigure, cuplarea-decuplarea treptelor se realizează printr-un sigur levier. Acesta determină (la acţionarea conducătorului) deplasarea în mod independent a manşoanelor baladoare ale mecanismelor de cuplare din cutia de viteze. În cazul autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare derivate din acestea levierul de comandă este amplasat la podea. In general, cinematica adoptată constă în deplasarea levierului după două direcţii ortogonale: una perpendiculară pe axa longitudinală a automobilului ce realizează selectarea vitezei (alege mecanismul de cuplare); cealaltă deplasare, paralelă cu axa longitudinală a automobilului realizează cuplarea sau decuplarea treptei (deplasează axial manşonul balador). Deplasarea levierului schimbător pentru cuplarea-decuplarea treptei de viteză dorite se face, în general, după o grilă generalizată în cazul autoturismelor (fig.4.33). Diversele soluţii de organizare ale cutiilor de viteze determină, faţă de grila standard corespunzătoare treptelor 1,2,3,4,5, poziţii diferite pentru mişcarea levierului la cuplarea mersului înapoi (AR). Timoneria. Construcţia şi organizarea timoneriei se face în concordanţă cu dispunerea cutiei de viteze şi a levierului de comandă al postului de conducere. Cele mai frecvente mecanisme întâlnite sunt realizate: cu bare, cu cabluri sau combinat: cu bare şi cablu.

Fig.4.33. Grile pentru miscarea levierului de comandă

În figura 4.34 sunt prezentate câteva dintre cele mai utilizate soluţii de timonerie cu bare la cutii de viteze longitudinale (fig. 4.34, a) şi transversale (fig.4.34, b). Din analiza lor se constată complexitatea comenzii cutiilor de viteze amplasate transversal, complexitate dată de necesitatea modificării direcţiei de cuplare-decuplare din longitudinală în transversală şi a evitării transmiterii vibraţiilor (cu amplitudine mare în procesul demarajului sau în regimul frânei de motor) grupului motopropulsor către levier.

Cutii de viteze

131

a) b)

Fig.4.34. Timonerii cu bare: a-cutii de viteze dispuse longitudinal; b-cutii de viteze dispuse transversal

Din acest motiv s-au dezvoltat sisteme de comandă cu cablu sau

combinate: bare şi cablu. Ansamblul unei comenzi cu cabluri este prezentat în figura 4.35.

Fig.4.35.Comanda cu cabluri a cutiei de viteze

Levierul de comandă 1, articulat faţă de suportul 2 prin două articulaţii

cilindrice, poate transmite: prin cablul 3 mişcarea de cuplare - decuplare în interiorul cutiei de viteze la comanda internă, iar printr-un mecanism 4, cu pârghii şi cablu, mişcarea de selectare. Mecanismul are rolul de a schimba direcţia mişcării din transversală în longitudinală. Construcţii de cutii de viteze pentru autoturisme sunt prezentate în figurile 4.36… 4.40.


132

Fig. 4.36. Cutii de viteze longitudinale cu doi arbori: a-cutia de viteze Dacia cu 4 trepte; b-cutia de viteze Dacia cu 5 trepte;

Cutii de viteze

133

Fig. 4.37. Cutii de viteze transversale cu doi arbori: a-cutia de viteze Dacia Nova; b-cutia de viteze Fiat Punto


134

Fig. 4.38. Cutie de viteze Getrag (Opel Calibra), transversală, cu trei arbori

Cutii de viteze

135

Fig. 4.39. Cutii de viteze dispuse în partea inferioară a motorului:

a-cutia de viteze Citroen Visa Super; b-cutia de viteze Peugeot 205


136

Fig. 4.40. Cutii de viteze longitudinale cu trei arbori:

a-cutia de viteze cu 4 trepte ARO 24; b-cutia de viteze cu 5 trepte ARO 24; c-cutia de viteze cu 5 trepte Peugeot

Cutii de viteze

137

4.3. Cutii de viteze planetare 4.3.1. Noţiuni generale despre mecanismele planetare utilizate în construcţia cutiilor de viteze

Cutiile de viteză planetare sunt cutiile de viteză care au în componenţa mecanismului reductor cel puţin o unitate planetară (grup planetar). Din punct de vedere constructiv, aceste mecanisme se pot grupa după tipul angrenării în unităţi planetare de angrenare interioară, exterioară sau mixtă. Deoarece realizează rapoarte mari de transmitere la dimensiuni mici de gabarit, în construcţia cutiilor de viteze pentru autoturisme sunt utilizate unităţile planetare cu roţi cilindrice cu dinţi drepţi sau înclinaţi, în angrenare mixtă (fig. 4.41).

a) b) c) Fig.4.41. Unităţi planetare utilizate în compunerea cutiilor de viteze

a-unitate planetară simplă; b-unitate planetră cu sateliţi dubli; c-unitate planetară dublă

In figura 4.42 sunt prezentate posibilităţile de funcţionare ale unei unităţi planetare simple. Axa o-o’ (fig. 4.2,a), reprezintă o axă de rotaţie fixă şi se numeşte axa centrală a mecanismului; elementele ale căror axe de rotaţie coincid cu axa centrală sunt numite elemente centrale (roţile 1, 2 şi elementul suport-axe H), iar roţile ale căror axe sunt mobile sunt numite roţi satelit (roata 3). Elementul suport-axe H este întâlnit şi sub denumirea de manivelă sau braţ portsatelit, iar roata centrală 2, prin care se realizeză angrenarea interioară cu sateliţii, se numeşte şi roata epicicloidală.

Funcţie de elementul ales bază se disting următoarele situaţii: -numai axa centrală este bază (fig. 4.42, a); în acest caz, transmisia este un

mecanism planetar simplu diferenţial cu mobilitatea cinematică M=2 (mobilitatea cinematică reprezintă numărul mişcărilor independente care asigură funcţionarea determinată a mecanismului);

-prin legarea la bază, în transmisia planetară diferenţială, a unei roţi centrale (de exemplu roata 2- fig. 4.42,b), se obţine o transmisie planetară monomobilă (M=1);


138

- prin legarea la bază, în transmisia planetară diferenţială, a elementului suport axe (elementul H, fig. 4.42,c), se obţine o transmisie cu axe fixe (întotdeauna monomobilă, M=1).

Tinând seama de precizările facute, rezultă că o unitate planetară poate funcţiona ca mecanism planetar diferenţial (fig.4.42,a), ca mecanism planetar monomobil (fig.4.42,b), sau ca mecanism cu axe fixe (fig.4.42,c).

a) b) c)

Fig.4.42. Situatii de funcţionare ale unităţii planetare simple a-mecanism planetar diferenţial; b-mecanism planetar monomobil;

c-mecanism cu axe fixe

Pentru a stabili legăturile cinematice dintre elementele unităţii planetare, transmisiei planetare din figura 4.42,a, i se asociază, prin inversarea mişcării în raport cu braţul portsatelit H, transmisia cu axe fixe din fig.4.42.c (metoda Willis). Metoda constă în a imprimarea braţului portsatelit H o mişcare egală cu mişcarea lui reală, dar de sens opus; mecanismele obţinute unul din altul, prin metoda descrisă, datorită invariaţiei mişcărilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.

In cazul opririi imaginare a elementului H, vitezele unghiulare ale roţilor centrale 1 şi 2 devin:

HH ; ω−ω=ϖω−ω=ϖ 2211 , (4.11) unde sunt vitezele unghiulare ale elementelor corespunzătoare anterior opririi imaginare a braţului portsatelit.

21 ,, ϖωω

Raportul de transmitere al mecanismului cu axe fixe asociat este:

H

HH

ω−ωi

ω−ω−=

2

112 (4.12)

Scmnul (-) arată că ropţile centrale 1 şi 2 se rotesc în sens invers. Relaţia (4.12)) poate fi scrisă şi sub forma :

( ) 01 122121 =⋅ω++ω−ω HHH ii (4.13)

Cutii de viteze

139

Raportul , corespunzator transmisiei cu axe fixe, se numeşte caracteristica unităţii planetare şi se notează cu i

Hi12

o :

1

2

1

3

3

212 R

RRR

RR

ii oH =⋅== , (4.14)

unde R1 , R3 , R2 sunt razele de rostogolire ale roţilor 1,2 şi 3. În construcţiile existente io = 1,5...4.

Înlocuind în relaţia (4.13) valoarea raportului i , se obţine legea de transmitere a unei unităţi planetare simple diferenţiale de forma:

012 iH =

( ) 01 0201 =⋅ω++ω−ω iiH (4.15) Pentru transmisia planetară monomobilă ( fig. 4.42.b), când roata centrală

2 este element fix, ω2= 0, din relaţia (4.15) rezultă ( ) 01 01 =+ω−ω iH , cu următoarea valoare pentru raportul cinematic de transmitere:

1012

1 +=ωω

= iH

Hi sau 1

221 1

RR

i H += (4.16)

Dacă R3 → 0, atunci R2 → R1 şi 2 iar dacă R→21Hi 1 → 0, atunci , deci

raportul de transmitere este cuprins între limitele : ∞→Hi12

∞<≤ 212 Hi (4.17)

În funcţie de combinaţiile de montare ale elementelor unităţii planetare se pot obţine şase scheme cinematice (tabelul 4.3) şi anume, două scheme cu posibilitatea de a reduce turaţia arborelui condus: şi ; două cu posibilitatea de multiplicare a turaţiei arborelui condus: i şi şi două scheme pentru mersul înapoi dintre care una, ,reducătoare şi una, , acceleratoare.

21Hi

12H

1H2i

21H

ii

Hi12H21

Pentru realizarea unei transmiteri directe a momentului motorului unitatea planetară se blochează prin intermediul unui ambreiaj cu fricţiune, denumit şi ambreiaj de blocare.

Fig.4.43. Blocarea unităţii

planetare

În figura 4.43 este prezentată o schemă cinematică a unităţii planetare simple cu angrenare mixtă la care ambreiajul de blocare, A, este introdus între arborii 1 şi 3 ai roţilor centrale 2 şi 4. La trecerea unităţii planetare în priză directă, ambreiajul de blocare precum şi arborii roţilor centrale 1 şi 3 se solidarizează formând, din punct de vedere cinematic, un tot unitar.

In această poziţie, momentul arborelui 1 se transmite la arborele 3 prin două circuite şi anume :

-roată centrală 2- sateliţii 5 –braţul portsatelit H şi - ambreiaj de blocare A- roată centală 4- sateliţi 5- braţul portsatelit H.


140

Tabelul 4.3

Combinaţii de montare a elementelor unităţii planetare cu angrenare mixtă Funcţia elementelor Raportul de transmitere Nr.

crt. Schema de

utilizare Conducător Condus Fix Valoare Limite 1

1 2 0

2

1H12 ii −=

ωω

= 1i H12 −>

2

2 1

H

0

2H21 i

11

i −=ωω

= 0i1 H21 <≤−

3

1 H ∞<≤ 2H1i2

4

H 1

2

0<21i2

1H ≤

5 2 H

2i1 1H2 <<

6

H 2

1

1i21 1

2H <<

0H

12H1 i1i +=

ωω

=

01

H21H i1

1i+

=ωω

=

0

0

H

21H2 i

i1i

+=

ωω

=

0

0

2

H12H i1

ii

+=

ωω

=

Cutii de viteze

141

De la braţul portsatelit, printr-un singur circuit, momentul se transmite

arborelui 3. Astfel, prin blocarea mecanismului planetar, toate vitezele unghiulare de

rotaţie sunt egale iar raportul de transmitere este i = 1. In tabelul 4.4 se dau relaţiile pentru calculul cinematic al unităţilor

planetare din figurile 4.41 b şi c.

Tabelul 4.4 Relaţii cinematice pentru calculul unităţilor planetare utilizate în

construcţia cutiilor de viteze Schema unităţii

planetare Legea de transmitere Relaţii pentru determinarea

vitezelor unghiulare de rotaţie

( )

51

240

02301

RRRR

icu

,0ii1

⋅⋅

=

=⋅ω+ω+−ω

( )( )

( )0

2013

10

30

02

02301

i11i

i1

ii1

ii1

+⋅ω⋅+ω=ω

ω−ω+

=ω

⋅ω−ω⋅+=ω

( )( )

=ω⋅+ω⋅+−ω=ω⋅+ω⋅+−ω

0ii10ii1

3024022

3014011

2

302

1

301 R

Ri;

RR

icu ==

( )( )

30201

214

3024022

3014011

ii

ii1ii1

ω+−

ω−ω=ω

ω⋅−ω⋅+=ωω⋅−ω⋅+=ω

4.3.2. Construcţia cutiilor de viteze planetare In constructia cutiilor de viteze unitatea planetară nu se poate folosi în

forma prezentată, deoarece nu se poate schimba destinaţia elementelor, ci se folosesc combinaţii de mai multe astfel de grupe. Cuplarea treptelor de viteze în cazul cutiilor de viteze planetare se realizează cu ambreiaje polidisc şi cu frâne cu bandă. Ambreiajele polidisc se folosesc pentru solidarizarea în rotaţie a două elemente ale cutiei cu viteză aflate în mişcare relativă de rotaţie, iar frânele cu bandă pentru legarea la bază a elementelor fixe.

Utilizarea elementelor cu fricţiune pentru cuplarea treptelor de viteză asigură, prin progresivitatea cuplarii, schimbarea fără şoc, demarajul lin al automobilului; de asemenea, dispare necesitatea ambreiajul principal şi a sincronizatoarelor, iar procesul de schimbare al treptelor este mult simplificat.

Cutiile de viteză planetare asigură posibilitatea cuplării rapoartelor de transmitere fără întreruperea fluxului de putere pentru autopropulsare şi dau o


142

durabilitate sporită construcţiei, datorită rigidităţii mari a arborilor şi datorită numărului mare de dinti aflaţi simultan in angrenare.

In schimb, cutiile de viteze planetare au o construcţie mai complicată care implică costuri mai ridicate şi intreţinere pretenţioasă.

In figura 4.44 se prezintă schema de organizare cinematică şi schema de funcţionare a cutiei de viteze planetare ZF tip 4HP18Q, destinată a echipa, împreună cu un convertizor hidraulic de cuplu, autoturismele Peugeot 605 şi Citroen XM, organizate după soluţia “totul faţă” cu dispunere transversală a echipamentului de tracţiune. Cutia de viteze planetară este compusă din grupul planetar dublu (tip Ravigneaux), completat cu frânele multidisc F1 şi F2, frâna cu

bandă FB, şi cuplajele unisens, tip roată libera, RL1 şi RL2. În compunerea grupului planetar se deosebesc următoarele elemente: roţile planetare 2,4 si 7, sateliţii 2 şi 3 şi braţul sateliţilor 7.

Prin completarea schemei cinematice de mai sus cu un grup planetar simplu cu angrenare mixtă, s-a obţinut cutia de viteze ZF tip 5HP18, capabilă să realizeze cinci trepte de mers înainte şi una de mers înapoi. Cutia de viteze 5HP18 este destinată autoturismelor BMW-320/325, organizate în soluţie clasică. In figura 4.45 se prezintă o vedere a cutiei de viteze 5HP18, completată cu schema cinematică de organizare şi cu schema de funcţionare.

Comanda schimbării treptelor se realizează hidraulic, printr-un sistem automat de schimbare, condus de un calculator de bord, care autoadaptează rapoartele de transmitere în funcţie de conditiile autopropulsării prin trei programe de conducere: normal, economic şi sportiv.

Fig. 4.44 Cutie de viteze planetară cu 4 +1

trepte de viteză tip ZF 4HP18:

Hidroconvertizorul, care înpreună cu cutia de viteze planetară formează o transmisie hidromecanică serie, la viteze de peste 85 km/h se blochează, situaţie în care adaptarea fluxului de putere pentru autopropulsare se realizează numai în cutia mecanică de viteze.

Cutii de viteze

143

Fig. 4.45 Cutie de viteze planetară cu 5 +1 trepte de viteză, tip ZF 5HP18:

a-vedere generală; b-schema cinematică de organizare; c- schema de funcţionare


144

4.4.Transmisii mecanice cu variaţie continuă a raportului de transmitere

4.4.1. Generalităţi

Transmisiile ce au în componenţă cutii de viteze mecanice în trepte oferă maxim cinci sau şase rapoarte de transmitere, ceea ce determină rezolvarea în mod incomplet, discontinuu şi frecvent neeconomic a adaptării motorului la cerinţele autopropulsării autoturismului. Utilizarea cu eficienţă maximă a performanţelor sursei energetice este posibilă numai prin utilizarea unei cutii de viteze cu variaţie continuă a raportului de transmitere. Transmisiile mecanice cu variaţie continuă a raportului de transmitere, denumite CVT (Continuously Variable Transmission) au în componenţa lor pe lângă mecanismele clasice de adaptare şi transfer al fluxului de putere, convertizoare mecanice de cuplu cu variaţie continuă a raportului de transmitere. Variatoarele (convertizoarele) mecanice utilizate în ansamblul CVT sunt sisteme mecanice în care transformarea succesivă a energiei se face în cadrul aceleeaşi forme de energie, energie mecanică, din energie mecanică a mişcării de rotaţie în energie mecanică a mişcării de translaţie, care, la rândul ei, se retransformă în mişcare de rotaţie. Variatoarele mecanice ce intră în componenţa CVT destinate autoturismelor sunt bazate pe principiul transmiterii fluxului de putere între unitatea de intrare şi unitatea de ieşire printr-un element de legătură, rigid sau flexibil, care, prin modificarea poziţiei faţă de aceste două elemente determină modificarea raportului de transmitere. Singura soluţie aplicată în producţia de serie este cea a convertizoarelor cu fulii de diametru variabil, cu element intermediar flexibil, continuu sau articulat. Dacă la începuturile automobilului transmisiile cu variaţie continuă (CVT) au fost agreate de constructori pentru simplitatea constructivă, oferită de evitarea utilizării angrenajelor de roţi dinţate, astăzi sunt impuse de potenţialul lor în optimizarea funcţionării globale a grupului motopropulsor, de confortul oferit în conducere şi de disponibilităţile de conlucrare cu surse energetice alternative (motor termic- motor electric) în cazul propulsiei hibride. Prin utilizarea transmisiei cu variaţie continuă se obţin:

•îmbunătăţirea performanţelor dinamice şi de consum, în special în regimurile tranzitorii, prin adoptarea din domeniul de reglare a raportului optim de transmitere;

•sporirea duratei de utilizare a motorului prin transmiterea fluxului de putere în mod continuu; •ameliorarea confortului în conducere prin automatizarea cuplării ambreiajului şi a schimbării rapoartelor de transmitere;

•îmbunătăţirea controlului emisiilor poluante şi reducerea nivelului de zgomot. Pentru a fi adaptabil autoturismelor, acest tip de transmisie trebuie să răspundă următoarelor cerinţe:

Cutii de viteze

145

•să ofere o gamă de reglare comparabilă (sau superioară) transmisiilor clasice, mecanice în trepte, cu comandă manuală sau automată; •să transmită puteri mari în condiţii de randament maxim; •să fie compacte, pentru ca într-un ansamblu de transmisie monobloc (ce reuneşte într-un carter comun toate componentele) să poată echipa autoturisme cu echipamentul de tracţiune organizat în varianta totul faţă transversal; •să ofere ansamblului transmisiei o fiabilitate comparabilă cu soluţiile clasice; •să implice costuri minime de fabricaţie şi de exploatare;

•să necesite un sistem de comandă şi de reglare simplu, fiabil şi compatibil cu celelalte sisteme incluse în construcţia autoturismelor: injecţia de benzină, sistemul de prevenire a blocării roţilor la frânare (ABS) etc.

Tipuri de variatoare pentru transmisii mecanice cu variaţie continuă a raportului de transmitere aplicate în domeniul autoturismelor sunt prezentate în fig.4.46.

Soluţiile folosite pentru producţia de serie sunt dezvoltate din variatorul cu fricţiune cu fulii de diametru variabil VDT (Van Doorne's Transmissie), cu element intermediar de transmisie flexibil de tip cureaua metalică (MVB), sau lanţ Borg Warner Automotive. Preţul sporit de fabricaţie al curelei, capacitatea portantă limitată şi monopolul asupra acestui element de transmisie au determinat în ultimele două decenii intense cercetări din partea unor constructori consacraţi (G.C.I.-Gear Chain Industrial b.v.- în Olanda, Morse în SUA, P.I.V.Reimers şi LUK/Temic în Germania), pentru dezvoltarea de noi elemente de transmisie de tip articulat (lanţuri) pentru aceste variatoare.

Variatoarele toroidale cu corpuri intermediare rigide (Torotrak), deşi au rămas în stadiu experimental, prin avantajele pe care le prezintă - capacitate portantă, funcţionare fără vibraţii, compactitate, etc. - pot constitui un potenţial concurent, mai ales în domeniul clasei superioare de motorizare.

a. Parametrii cinematici ai transmisiilor mecanice continui. Raportul de transmitere şi gama de reglare sunt parametrii cinematici specifici ai variatoarelor. Raportul de transmitere al variatorului mecanic cu fulii de diametru variabil şi cu element intermediar trapezoidal (fig. 4.47), este dat de relaţia:

1

2

2

1

RR

ωi =

ω= (4.18)

în care: ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de rotaţie ale arborilor conducător şi respectiv condus; R1 şi R2 – razele medii de dispunere a curelei pe fuliile cinduse, respectiv conducătoare. Gama de reglare a raportului de transmitere este definită ca raport între viteza unghiulară maximă, ωmax şi viteza unghiulară minimă, ωmin, posibile ale fuliei conduse a variatorului.

Gama de reglare este dată de relaţia:

min

max

min

max

min

max

min

max

min

maxR R

RRR

iiG

2

1

1

2

2

2

1

1

2

2 ⋅==ωω

⋅ωω

=ωω

= (4.19)


146

Fi

g 4.

46.C

lasi

ficar

ea tr

ansm

isiil

or m

ecan

ice

cu v

ariaţie

con

tinuă

a ra

port

ului

de

trans

mite

re

Cutii de viteze

147

sau, pentru fulii identice, variator duo-simetric ( maxmax RR 12 = şi ): maxmin RR 21 =

2

2

12

1

2

=

=

min

max

min

maxR R

RRR

G (4.20)

Fig. 4.48. Relaţii între parametrii

fluxului de putere.

Fig.4.47. Definirea raportului de transmitere.

Relaţia între parametrii variatorului: putere, moment, turaţie şi gamă de reglare este prezentată în figura 4.48. Dacă parametrii fluxului de putere aplicat părţii conducătoare (primare) sunt M1 şi ω1, atunci, parametrii similari ai fuliei conduse (secundare) sunt:

;G

;GMMR

minRmax1

212ω

=ω⋅= .G;G

MM Rmax

Rmin ⋅ω=ω= 12

12

Transmisiile cu variaţie continuă existente astăzi pe piaţă utilizează două tipuri de elemente intermediare de transmisie: cureaua metalică Van Doorne şi lanţul Borg Warner. Deosebirea esenţială între cele două elemente flexibile de transmisie ale variatorului cu fulii de diametru variabil o reprezintă modul de funcţionare : în timp ce cureaua metalică VDT transmite forţa utilă prin apăsare (comprimare), lanţul BWA o transmite clasic, prin tracţiune.

4.4.2. Tipuri constructive de transmisii mecanice continui a) Transmisia CTX-Ford France. Transmisia cu variaţie continuă CTX (fig.4.49), este fabricată în uzinele Ford France din Bordeaux şi este rezultatul


148

colaborării şi studiilor firmelor Van Doorne's Transmissie, Ford, Fiat, Volvo şi Borg Warner. Ea reprezintă prima soluţie tehnică aplicată din anul 1987 la producţia de serie; este produsă în peste 700000 unităţi, iar datorită calităţilor, transmisia se menţine şi acum în actualitatea construcţiei de autoturisme.

Fig. 4.49. Transmisia CTX-Ford France

Variantele constructive ale transmisiei acoperă motorizări cu motoare cu

ardere internă cu aprindere prin scânteie ce dezvoltă puteri de până la 80 kw cu turaţii maxime de până la 5500 rot/min şi moment maxim între 100…145 Nm la 2500…4000 rot/min. Datorită construcţiei compacte şi a dimensiunilor reduse, transmisia este compatibilă cu compartimentul motor al autoturismelor de clasa medie cu grup motopropulsor amplasat transversal în faţă. Această transmisie echipează autoturisme Ford Fiesta, Ford Escort , Ford Orion precum şi Fiat Uno, Fiat Tipo şi Fiat Tempra. In figura 4.50 se prezintă secţiunea principală şi schema de organizare cinematică pentru transmisia CTX Ford-France.

Părţile principale ale transmisiei sunt: • mecanism inversor, format din mecanismul planetar diferenţial 1 cu

ambreiajul de cuplare 2, pentru mers înainte, şi ambreiajul de cuplare 3, pentru mersul înapoi;

Cutii de viteze

149

Fig.4.50. Secţiunea principală şi schema de organizare a transmisiei CTX-Ford France


150

• variatorul de turaţie cu curea metalică, format din ansamblul fuliei primare 4, cureaua metalică 5 şi ansamblul fuliei secundare 6;

• mecanismele puntii motoare: 7- transmisie principală sub forma transmisiei finale şi 8 - diferenţial.

Cuplarea ambreiajelor şi modificarea poziţiei relative dintre fulii, pentru modificarea raportului de transmitere, se efectuează hidrostatic.

Mecanismul inversor (fig. 4.51) asigură cuplarea şi decuplarea motorului de transmisie şi inversarea sensului de rotaţie (mersul înapoi) . Este constituit dintr-o unitate planetară simplă cu angrenare mixtă şi cu sateliţi dubli 3 (pentru obţinerea aceluiaşi sens de rotaţie al roţilor planetare 1 şi 2). Elementul conducător este braţul portsateliţi 4, iar elementul condus este axul roţii planetare 1, care face parte din ansamblul fuliei primare (motoare) a variatorului.

Selectarea sensului de deplasare se face cu ajutorul a două ambreiaje de blocare A1 şi A2. Ambreiajul de mers înainte (A1) realizată blocarea unităţii planetare (priză directă) prin legarea braţului portsatelit 4 de arborele roţii planetare condusă 1 (al variatorului). Ambreiajul de mers înapoi (A2) realizează imobiliza coroanei 2 a mecanismului planetar în raport cu carterul 5 al transmisiei, astfel încât autoturismul este angajat în mers înapoi.

Fig. 4.51. Funcţionarea inversorului:

a-mes înainte; b-mers înapoi

Pentru reducerea gabaritului radial al ambreiajelor sunt utilizate discuri multiple, care funcţionează în ulei. Strângerea pachetului de discuri se realizează hidraulic. In faza de mers în gol a motorului (ralenti) şi în faza de demaraj a atoturismului (pentru evitarea şocurilor), ambreiajul lucrează ca un cuplaj cu

Cutii de viteze

151

alunecare (patinare) controlată; o circulaţie de ulei ce traversează canelurile discurilor conducătoare este prevăzută pentru a prelua o cantitate din căldura degajată prin frecare şi deci de a evita supraîncălzirea ambreiajului. Funcţionarea ambreiajului este total automatizată prin comanda hidraulică, astfel încât nu este necesară interveţia conducătorului.

Variatorul .Variatorul transmisiei CTX-Ford France este produs de firma Van Doorne's Transmissie şi utilizează o curea de 24 mm. Caracteristicile principale ale variatorului sunt: raportul maxim de transmitere 2,47, raportul minim de transmitere 0,445, gama de reglare 5,55.

Variatorul Van Doorne (fig.4.52) se compune din două fulii, ale căror flancuri conice au ecartamentul variabil, legate de o curea metalică trapezoidală.

Fulia motoare (primară) este formată din două semifulii coaxiale, semifulia 1 fixă pe arborele primar al transmisiei şi semifulia 2 mobilă, culisantă axial pe canelurile arborelui primar. Flancurile celor două semifulii constituie un canal circular în "V" corespunzător formei trapezoidale a elementului intermediar. In spatele flancului semifuliei mobile, este sertizată o piesa cilindrică din tablă ce constituie cămasa cilindrului hidraulic primar 3. Acest cilindru este închis de un piston din tablă ambutisată. La creşterea presiunii uleiului din cilindru, semifulia mobilă 2 se deplasează axial în sensul de micşorare a ecartamentului dintre flancuri. Fulia condusã (secundară), compusă din semifulia fixă 4, comună cu arborele secundar al variatorului şi semifulia mobilă 5, solidarizată de cilindrul hidraulic secundar 6, este similară în concepţie şi dimensiuni cu fulia motoare. In plus construcţia

prevede în cilindru un arc elicoidal 7 ce tinde să apropie flancurile celor două semifulii în lipsa presiunii din sistemul hidraulic.

Fig. 4.52. Variatorul transmisiei CTX Ford France

Legătura între fuliile conducătoare şi conduse se face prin elementul intermediar flexibil, inextensibil, reprezentat de cureaua 8. Datoritã distanţei fixe dintre arborii primar şi secundar şi datorită lungimii invariabile a curelei, creşterea ecartamentului între flancurile uneia dintre fulii, trebuie să fie compensată prin micşorarea pe cealaltă fulie şi reciproc (variator


152

duo). Modificarea raportului de transmitere la variatoarele de acest tip se face prin reglarea în opoziţie prin deplasare în diagonală a semifuliilor mobile (simetric). Raportul maxim de transmitere (fig. 4.53, a) este obţinut la un ecartament maxim al flancurilor fuliei primare (motoare) şi minim al flancurilor fuliei conduse. Raportul minim (fig. 4.53, b) este obţinut procedându-se în sens invers.

a) b)

Fig.4.53. Reglarea raportului de transmitere:

a-raport maxim; b-raport minim

Cureaua metalică -MVB (Metal V Belt), elementul specific construcţiei, a fost dezvoltată după anii '70 de dr. Hub Van Doorne. În construcţia sa evoluată, cureaua metalică produsă de firma olandeză VAN DOORNE’S TRANSMISSIE (fig.4.54), este constituită din elemente transversale 1 - eclise - montate cu ajutorul a douã pachete de benzi 2 de înaltă flexibilitate. Rolul principal al celor două pachete de benzi este de a asigura forţele de pretensionare în vederea transmiterii forţei utile şi de a asigura ghidarea ecliselor la transferul acestora de la fulia primară la fulia secundară. Momentul transmis de acestea este nesemnificativ (4% din valoarea momentului total).

Elementele motoare ale curelei MVB sunt eclisele transversale, care se găsesc în contact cu fuliile variatorului. O particularitate funcţională a curelei metalice o constituie modul de transmitere a forţei utile; spre deosebire de curelele clasice din elastomeri armaţi şi lanţuri, la care forţa utilă solicită ramura motoare la tracţiune, în cazul curelei MVB ramura motoare este solicitată la comprimare.

Cutii de viteze

153

Fiecare dintre cele două pachete de benzi are în componenţă câte zece elemente. Benzile de oţel au o grosime de aproximativ 0,18 mm şi rezistă la o încărcare de 1,5...2 ori mai mare decât cea dată de forţa utilă din curea . Numărul şi grosimea benzilor au un rol important în flexibilitatea şi capacitatea portantă a curelei. Pentru a conferi curelei o flexibilitate mare în condiţii de încărcare maximă şi de durabilitate convenabilă lanţurilor cinematice rigide de roţi dinţate, constructorul a adoptat ca material un oţel utilizat în tehnica spaţială: maraging. Din motive de randament maxim şi zgomot minim în funcţionare pachetul de eclise transversale este ţinut permanent la o anumită forţă de apăsare exercitată de pachetele de benzi. Reglarea raportului de transmitere şi a tensiunii în curea se fac pe cale hidraulică, în funcţie de parametrii de reglare : turaţia şi sarcina motorului, raportul instantaneu de transmitere şi poziţia levierului selector, prin intermediul căruia conducătorul impune una dintre situaţiile de funcţionare : P-parcare; R-mers înapoi; N-punct mort; D-mers înainte; L-înainte cu frână de motor.

Fig. 4.54. Curea metalică

VAN DOORNE’S TRANSMISSIE

Sistemul hidraulic de reglare a variatorului (fig.4.55), cuprinde: cama 1, legată prin cablu la pedala de acceleraţie; supapa de reglare a presiunii 2, supapa de reglare a raportului de transmitere 3, sistemul mecanic 4, ce oferă informaţii asupra raportului instantaneu de transmitere; tubul PITOT 5, ce măsoarã turaţia fuliei motoare (primare); pompa de ulei 6, antrenată direct de motor, ce absoarbe uleiul din carterul 8 prin filtrul 7; cilindrii hidraulici, primar 10 şi secundar 9.

Fig.4.55. Sistemul hidraulic de reglare a variatorului


154

Transmisia principală are acelasi rol ca la transmisiile mecanice în trepte.

Necesitatea limitării dezvoltării radiale a fuliilor variatorului determină pentru transmisia principală valori superioare cazului transmisiilor în trepte.

Sistemul de comandă şi reglare. Funcţionarea CVT necesită cuplarea progresivă a unuia din ambreiaje pentru pornirea din loc, apoi asigurarea presiunii axiale asupra lui în mers; pe de altă parte este necesară exercitarea unei presiuni axiale asupra flancurilor mobile ale variatorului pentru realizarea raportului de transmitere dorit şi pentru transmiterea integrală a momentului furnizat de motor. Toate aceste acţionări consumă energie hidraulică furnizată de un sistem hidraulic aflat sub presiune, controlat de o unitate hidraulică de comandă (UHC), funcţie de parametrii de comandă. Uleiul, de tip ATF (Automatic Transmission Fluid), este aspirat de către o pompă cu roţi dinţate din baia de ulei a transmisiei prin intermediul unui filtru de ulei; pompa alimentează unitatea hidraulică de comandă (UHC) şi asigură ungerea componentelor transmisiei. Autoturismul este prevăzut cu un schimbător de căldură ULEI-AER. Două conducte flexibile leagă schimbătorul de Unitatea Hidraulicã de Comanda (UHC), care autorizează circulaţia uleiului la depăşirea temperaturii de 60o. Unitatea hidraulică de reglare şi control este "creierul" transmisiei; ea primeşte informaţiile conţinând parametrii de reglare şi comandă în consecinţă fluidul hidraulic către elementele de acţionare ale ambreiajelor şi variatorului. Schema de comandă şi control urmăreste interconexiunile funcţionale reprezentate în figura 4.56. Sunt evidenţiate principalele atribuţii ale unităţii hidraulice de comandă: acţionarea ambreiajelor, reglarea raportului de transmitere şi reglarea tensiunii în curea.

b.Transmisia cu variaţie continua ECVT- Subaru. Transmisia cu variaţie continuă ECVT (Electronic Continuously Variable Transmission) a fost dezvoltată firma Fuji Heavy Industries (Subaru) pe baza studiilor şi experimentărilor făcute cu firma Van Doorne's Transmissie. Este destinată echipării autoturismele de clasa mică, cu motorul amplasat transversal, cu o cilindree cuprinsă între 0,5...1,3 litri, cu moment maxim la intrare de 100 Nm la 3500-4000 rot/min. De la începutul fabricaţiei (1987), transmisia a echipat autoturisme SUBARU (Justy, Rex), LANCIA (Y10), FIAT (Panda, Punto) şi NISSAN (Micra). In figura 4.57 se prezintă secţiunea principală şi schema cinematică de organizare a transmisiei cu variaţie continua ECVT-Subaru.

Transmisia ECVT utilizează variatorul cu curea metalică VDT. Construcţia transmisiei şi montajul pe autoturism sunt asemănătoare transmisiei CTX-Ford France. Diferenţa între cele două transmisii este legată de ansamblul ambreiaj şi inversor. La varianta ECVT-Subaru, constructorul a utilizat un ambreiaj electromagnetic cu pulbere, iar inversorul este realizat cu angrenaje cilindrice cu dinţi inclinaţi şi axe fixe. Comanda ambreajului se face electronic, iar cea a inversorului pe cale mecanică.

Cutii de viteze

155

Fi

i g.4

.56.

Sch

ema

de

com

andă

şi c

ontr

ol a

tran

smis

ieCT

X-Fo

rd F

ranc

e


156

Fig.4.57. Secţiunea principală şi schema de organizare a transmisiei ECVT- Subaru

Cutii de viteze

157

Schema cinematică evidenţiază principalele componente parcurse de fluxul de putere furnizat de motor: ambreiaj electromagnetic1, mecanism inversor 2, variator de turaţie cu curea metalică, format din ansamblul fuliei primare 3, cureaua metalică 4 şi ansamblul fuliei secundare 5, şi mecanismele punţii motoare 6. Ambreiajul (fig.4.55), ca primă componentă a transmisiei, face legătura între volantul motorului şi inversor, realizând funcţiile de cuplare – decuplare impuse de condiţiile de utilizare ale automobilului. Ambreiajul este un ambreiaj electromagnetic cu pulbere. Partea conducătoare, constituită dintr-o armătură de oţel moale 1 este fixată pe volantul motorului; partea condusă este electromagnetul inelar, compus din carcasa 3, ce înglobeazã bobina de excitaţie 2, şi este fixată pe arborele condus 4 al ambreiajului, ce constituie şi arborele primar al inversorului. Acest montaj, invers cazului clasic, permite majorarea razei pistei de contact cu pulberea magnetizată şi, implicit, reducerea gabaritului axial al electromagnetului.

Comanda ambreiajului, asistată electronic de un microprocesor, asigură o bună progresivitate la cuplare, cu un consum minim de energie. In stare cuplată cele două părţi ale ambreiajului sunt solidarizate prin pulberea magnetizată. Deculparea se face prin inversarea polaritătii curentului de alimentare a bobinei. Patinarea este controlată printr-un efect feedback prin detectarea turaţiei motorului, pentru a evita supraturarea în anumite situaţii. In pozitia cu motorul la mers in gol, câmpul magnetic este nul şi legătura mecanică motor-transmisie este intreruptă.

Fig.4.58 Ambreiaj electormagnetic cu

pulbere

Fig.4.59. Inversorul transmisiei

ECVT- Subaru

Comanda electronică utilizează traductori care indică: turaţia motorului, şi pozitiile levierului selector, pedalei de acceleraţie şi comenzii demarorului.


158

O parte dintre traductori deservesc şi injecţia electronică de benzină. Inversorul (fig.4.59) are rolul de a conferi autoturismului posibilitarea deplasării obţionale “înainte” sau “înapoi”. El conţine un mecanism de cuplare cu sincronizare de tip Borg Warner cu blocare, similar celui utilizat la cutiile de viteze mecanice. Poziţia “înainte” se obţine când mufa 3 a sincronizatorului, deplasată axial spre stânga, cuplează direct arborele 1 cu arborele 2 (priză directă). Poziţia “înapoi” se obţine când, prin deplasarea spre dreapta a mufei 3 a sincronizatorului, se realizează intrarea în funcţiune a lanţului cinematic al roţilor dinţate 4-5-6-7-8 Pozitia manşonului de culpare este impusă de o comandă mecanică, cu cablu.

Variatorul transmisiei este produs de firma Van Doorne's Transmissie şi este similar construcţiei CVT-Ford France.

4.5. Elemente de calculul cutiilor de viteze

Calculul cutiilor de viteze urmăreşte determinarea parametrilor acestora

pentru obţinerea, din faza de proiectare, a unor calităţi dinamice şi economice optime pentru automobilul respectiv.

Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea şi verificarea angrenajelor, dimensionarea şi verificarea arborilor, calculul rulmenţilor, dispozitivelor de cuplare a treptelor şi calculul elementelor mecanismului de acţionare.

4.5.1. Dimensionarea angrenajelor Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea

geometrico-cinematică, verificarea de rezistenţă şi verificarea durabilităţii. a) Dimensionara geometrico-cinematică. Această etapă cuprinde

determinarea numărului de dinţi ai roţilor care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanţei între axe şi a elementelor geometrice ale roţilor şi angrenajelor.

Proiectarea cutiei de viteze este precedată de un studiu al soluţiilor similare de cutii de viteze, utilizate la automobilele din segmentul concurenţial în care urmează a se include automobilul proiectat. In aceste condiţii, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roţilor dinţate să se adopte valori similoare celor ale tipurilor similare, existente şi care s-au dovedit corespunzătoare. Pentru orientarea alegerii, în figura 4.60 se prezintă o diagramă a valorilor pentru modulul normal, cunoscând valoarea momentului la arborele secundar prin reducerea momentului maxim al motorului în prima treaptă de viteze (Mc=MM

. icv1) şi tipul şi destinaţia automobilului. Pentru o valoare a momentului de calcul determinat, diagrama oferă un şir

de valori posibile ale modului normal.

Cutii de viteze

159

Fig.4.60. Valori recomandate pentru predimensionarea modulului

Valorile spre limita inferioară se vor alege la cutiile de viteze de

autoturisme, unde se impun dimensiuni de gabarit cât rnai mici şi funcţionare cât mai silenţioasă, iar valorile superioare (datorită capacităţii mărite de încărcare a dinţilor) se vor alege pentru automobilele ce funcţionează în condiţii grele de exploatare (automobile de teren).

Valoarea aleasă pentru modulul normal trebuie să se regăsească în şirul de valori normalizate în STAS 821-82 pentru modulele normale ale roţilor cilindrice. Valoarea definitivă a modulului se va stabili pe baza unui calcul de verificare a danturii.

Determinarea distanţei dintre axe şi a numărului de dinţi ai roţilor dinţate se face ţinând seama de:

•realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condiţiile de conlucrare motor-transmisie, având în vedere faptul că roţile dinţate au un număr întreg de dinti;

• obţinerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a numărului minim de dinţi admisibil.

Pentru determinarea distanţei dintre axe şi a numărului de dinţi, în figura 4.61 se prezintă o schemă cinematică simplificată a unei cutii de viteze cu trei arbori.

Un raport de transmitere al cutiei icvk este alcătuită din două rapoarte de transmitere icvk = ip

..ik, unde ik este raportul de transmitere al angrenajului de roţi zk,,

, dispuse pe arborii intermediar a'kz

'pz

i şi secundar as, pentru realizarea treptei k, iar ip raportul de transmitere al angrenajului permanent format din roţile dinţate zp şi

, dintre arborele primar ap şi arborele intermediar ai.


160

Constructiv, obţinerea distanţei minime dintre axe este posibilă când pentru raportul de transmitere al angrenajului permanent se adoptă valoarea

1cvp ii = , unde icv1 este raportul de

transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă.

Fig.4.61.Schema simplificata a cutiei de viteze cu trei arbori

In aceste condiţii, cea mai mică roată este pinionul conducător al angrenajului permanent, zp. Pentru roata zp valoarea minimă a numărului de dinti este:

1417 3 ≥β= cosz minp (4.21) Cunoscând raportul de transmitere al angrenajului permanent se poate

determina numărul de dinţi ai roţii conduse de pe arborele intermediar: 'pz

pp'p izz ⋅= (4.22)

Distanţa între axe A se stabileşte ţinând cont de numărul de dinţi al roţilor pentru angrenajul permanent şi de modul cu relaţia :

( )

p

'pp

coszzm

Aβ⋅

+⋅=

2, sau

( )p

pp

cosizm

Aω⋅

+⋅=

21

, (4.23)

unde m este modulul normal; pβ - unghiul de înclinare al danturii angrenajului permanent.

Ţinând seama de faptul că distanţa între arbori este egală pentru toate angrenajele cutiei dc viteze se poate scrie :

( )

p

pp

cosizm

Aβ⋅

+⋅=

21

=( )

1

11

21

β⋅+⋅

cosizm

=…=( )

k

kk izmβ⋅

+⋅2

1 (4.24)

de unde zp….zk reprezintă numărul de dinţi al roţilor de pe arborele intermediar. Din relaţia (4.23) se obţine:

( )1

11 1

2im

cosAz+⋅

β⋅= ;….. ( )k

kk im

cosAz

+⋅β⋅

=1

21 (4.25)

în care: β reprezintă unghiurile de înclinare ale dinţilor roţilor dinţate ale angrenajelor succesive 1…k dintre arborii întermediar şi secundar pentru realizarea treptelor de viteză.

k...β1

Având determinat numărul de dinţi al roţilor de pe arborele intermediar şi cunoscând rapoartele de transmitere, se determină numărul de dinţi al roţilor de pe arborele secundar :

1

111 1

2i

imcosAz'

+⋅

β⋅= ;…

k

kk'k i

imcosA

z+

⋅β⋅

=1

2 (4.26)

Cutii de viteze

161

Ţinând seama de faptul că numerele de dinţi trebuie să fie întregi, valorile date de relaţiile (4.25), (4.26) se rotunjesc la numere întregi, astfel încât rapoartele de transmitere să se apropie cât mai mult de valorile determinate prin calculul de tracţiune.

Ca urmare a rotunjirii la întregi a numerelor de dinţi ai roţilor ce formează angrenajele cutiei, distanta între axe se modifică pentru fiecare angrenaj.

Păstrarea neschimbată a distanţei între axe în urma rotunjirii numărului de dinţi se face prin două metode şi anume prin deplasarea profilului, sau prin corijarea unghiului de înclinare al danturii.

Prin deplasarea profilului se obţine, în afara realizării distanţei între axe impuse, o sporire a capacităţii portante la încovoiere a danturii şi la presiunea de contact a flancurilor, reducerea alunecării dintre flancurile roţilor în angrenare (deci se reduce intensitatea uzurii) ; creşterea gradului de acoperire al angrenajului.

Mărimea deplasării ,∆ A, pentru corijarea distanţei între axe, este :

( )rr kk

f 'zzm

AA +−=∆±2

(4.27)

unde zkr şi z’kr sunt valorile, rotunjite la întreg, ale numerelor de dinţi ai roţilor zk şi z’k

Corijarea unghiului de înclinare al danturii se face cu relaţia :

mA

zzcos

'krkr ⋅

+=β

2 (4.28)

La alegerea înclinării danturii roţilor, pentru obţinerea unor încărcări căt mai mici axiale pentru arborele intermediar se va avea în vedere şi relaţia (4.2), referitoare la descărcarea arborelui intermediar de forţe axiale.

Pentru roţile dinţate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, procedând după metodologia de mai înainte numerele de dinţi ale roţilor de pe arborele primar sunt date de relaţia:

( )cvk

kk im

cosAz

+⋅β⋅

=1

2, (4.29)

iar pentru cele ale arborelui secundar :

( )cvk

cvkkk im

icosA'z

+⋅⋅β⋅

=1

2, (4.30)

unde icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteză. La cutiile de viteză cu trei arbori şi treaptă de suprapriză, cea mai mică

roata este roata, de pe arborele secundar, a angrenajului treptei de suprapriză. In acest caz, determinarea distanţei dintre axe se face prin adoptarea pentru această roată a numărului minim de dinţi.

Cunoscând modulul normal, unghiul de înclinare al danturii şi numărul de dinţi, se pot determina elementele geometrice ale roţilor dinţate şi ale angrenajelor. Calculul geometric şi cinematic se efectuează conform STAS 12223 - 84 referitor la angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi înclinate în evolventă.


162

Simbolurile şi termenii folosiţi în continuare sunt conform STAS 915-80 (tabelul 4.5).

Pe baza datelor iniţiale necesare, specificate în tabelul 4.5, calculul elementelor geometrie ale angrenajelor sunt prezentate în tabelul 4.6.

Relaţiile de calcul şi indicaţiile de aplicare sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşurează transcrierea lor direct în programe de calcul automat pentru calculatoare electronice. Calculele geometrice şi cinematice ale angrenajelor trebuie efectuate, de regulă, cu precizie relativ mare. Pentru a evita erori dimensionale de calcul mai mari decit 0,001 mm, se recomandă exprimarea funcţiilor trigonometrice cu o precizie de cel puţin 6…7 cifre zecimale şi realizarea calculelor, în general, cu o precizie similară. Datele iniţiale privind definirea geometrică a danturilor unui angrenaj pot apărea într-una din următoarele două variante :

-varianta A, care cuprinde în datele iniţiale distanţa între axe, aw; -varianta B, care cuprinde în datele iniţiale coeficienţii normali ai

deplasărilor de profil xn1 şi xn2. În funcţie de variantă, după o primă secvenţă de calcule, devin cunoscute

aceleaşi elemente, iar calculele devin comune pentru ambele variante. b. Calculul de rezistenţă al danturii. Este un calcul de

verificare, prin care, pentru momentele de calcul date, cunoscând dimensiunile pieselor în secţiunile de verificat, se determină efortul unitar real (efectiv), care se compară cu efortul admisibil al materialului utilizat. Calculul se face pentru solicitările statice şi dinamice tranzitorii. In acest caz, calculul angreanjelor se face succesiv:

-în funcţie de momentul maxim al motorului, redus la angrenajul calculat, fără să se ia în considerare sarcinile dinamice ce apar în timpul funcţionării. Eforturile unitare reale, obţinute prin calcul, se compară cu eforturile unitare admise, ele putând fi cel mult egale.

In acest caz, influenţa condiţiilor de funcţionare ale automobilului, respectiv sarcinile dinamice tranzitorii care iau naştere, este luată în considerare prin stabilirea unor valori mai mici ale eforturilor admise, prin adoptarea unor

coeficienţi de siguranţă mai mari şi atunci: c

rad

σ=σ , unde σr este limitata de

rupere a materialului; -în funcţie de valorile maxime (de vârf) ale momentului de calcul, care ia

în considerare şi solicitările dinamice tranzitorii ce apar în timpul funcţionării. Valoarea momentului de calcul se stabileşte în funcţie de momentul maxim al motorului MM şi de coeficientul dinamic de incărcare dinamică kd cu relaţia: Mc=Mm

.kd. Având în vedere că influenţele condiţiilor de exploatare s-au luat în

considerare prin coeficientul de încărcare dinamică kd, eforturile unitare reale (efective), în acest caz, pot fi apropiate de valorile limitei de curgere a materialelor.

Cutii de viteze

163

Tabelul 4.5

Date iniţiale necesare calculului geometric şi cinematic al angrenajelor paralele cilindrice exterioare cu danturi înclinate în evolventă

Nr. poz.

Denumirea elementului Simbol Formula de calcul sau/şi indicaţia de adoptare

Menţiuni, standarde aferente

4.5.1. Date iniţiale privind definirea geometrică a danturilor angrenajului 1 Numărul de dinţi :

- la pinion (1) - la roată (2)

zl z2

Se indică prin temă Se indica prin temă

2 Modulul normal mn Se indică prin temă conform STAS 822-82

Dacă se indică modulul frontal mt

mn= mt cos β 3 Unghiul de înclinare de

divizare β Se indică prin temă

4 Unghiul de presiune de referinţă normal

αn Valoarea standardizată : αn = 200

STAS 821- 82

5 Coeficientul normal al capului de referinţă

h*an Valoarea standardizată :

h*an = 200

STAS 821- 82

6 Coefieientul normal al jocului de referinţă la capul dintelui

Valoarea standardizată : c*

n = 0,25 STAS 821-82

7 Coeficientul normal al înălţimii de flancare a capului

dintelui

Se indică prin temă Se foloseşte ca dată iţială numai

la danturi flancate 8 Coeficientul normal a1

adâncimii de flancare a capului dintelui

∆*aFn Recomandări în

STAS 821-82 Se foloseşte ca

dată iniţială numai la danturi flancate

OBSERVATII: 1. Profilul de referinţă conform STAS 821-82 este profilul în secţiune normală a cremalierei de referinţă. Dacă parametrii definitorii se adoptă în raport cu profilul frontal, se aplică relaţiile:

β=

β=β⋅α=α

cosch

coshh;costgarctg

*t*

n

*at*

antn

2. Datele iniţiale de la poz. 7 şi 8 se indică numai dacă este cazul. 3. Pentru parametrii de la poz. 4, 5 şi 6 se pot adopta şi alte valori. În asemenea cazuri sunt necesare scule de danturat cu parametrii corespunzători (nestandardizaţi). 9A Varianta A :

Distanţa între axe aW Se indică prin temă

9B Varianta B : Coeficientul normal de deplasare a profilului:

- la pinion (1) - 1a roată (2)

xn1 xn2

Conform STAS 6055-83.

Se indică prin temă Se indică prin temă

10 Lăţimea danturii: - la pinion (1) - 1a roată (2)

b1 b2


164

Tabelul 4.5 (continuare)Nr. poz.


Menţiuni, standarde aferente

4.5.2. Date iniţiale privind definirea condiţiilor de precizie ale dimensiunilor de măsurare a le dinţilor

1 Treapta de precizie cinematică TPC STAS 6273-81 2 Treapta de precizie după

criteriul funcţionării line TPL STAS 6273-81

3 Tipul ajustajului TAJ STAS 6273-81 4 Tipul toleranţei jocului între

flancuri TJP

Se recomandă prin temă conform standardului de

toleranţe. Recomandări în STAS 12192-84

Se recomandă prin temă conform standardului de

toleranţe. Recomandări în STAS 12192-84

STAS 6273-81

4.5.3.Date iniţiale privind parametrii geometrici definitorii ai danturii cuţitului-roată care se foloseşte la generarea roţilor dinţate cilindrice cu danturi exterioare înclinate (se indică

nuimai în cazul danturii roţilor prin mortezare cu cuţit-roată) 1 Numărul de dinţi ai cuţitului-

roată z0 Se indică prin temă

2 Modulul normal al cuţitului-roată

mn0 Se indică prin temă

3 Unghiul de înclinare de divizare al cuţitului-roată

β0 (β)

mn0= mn

Secţiunea 4.5.1 poz.2

4 Diametrul de cap al cuţitului-roată (respectiv valorile limită

ale acestuia)

da0 β0 = β

5 Unghiul de presiune de referinţă normal al cuţitului

roată

αn0 Se indică prin temă mărimea măsurată pe sculă. La

fabricaţia de serie se vor avea în vedere limitele (da0max şi da0min) între care poate varia

după reascuţiri repetate

Secţiunea 4.5.1 poz. 5

6 Coeficientul normal al capului de referinţă al cuţitului roată

h*an0 αn0 = αn Poate avea valoare

diferită de cea standardizată

7 Coeficientul normal al piciorului de referinţă al

cuţitului-roată

h*fn0 Valoarea standardizată :

h*an0 = h*

an + cn

OBSERVAŢIE - Dacă parametrii definitorii se adoptă în raport cu profilul frontal (indice ,,t’’), se aplică relaţii1e :

mn0 = mt0 cos α ; αn0 = arctg[tg αt0⋅ cosβ] ; Semnificaţiile simbolurilor :

Mt0 -modulul frontal al cuţitului-roată ; αt0 -unghiul de presiune de relerinţă frontal al cuţitului-roată ; h*

at0 -coeficientul frontal al capului de referinţă al cuţitului-roată; h*

tt0 -coeficientul frontal al piciorului de referinţă al cuţitului-roată.

Cutii de viteze

165

Tabelul 4.6 Calculul elementelor geometrice de bază ale angrenajelor paralele cilindrice

exterioare cu danturi inclinate Nr. Poz.


Menţiuni, respectiv standarde aferente

4.6.1.A Calculul elementelor geometrice de bază privind angrenarea în varianta A (fiind dată distanţa între axe aW)

lA Distanţa între axe de referinţă

a β

+=

cosm)zz(A

221 Dacă aw = A, atunci

xns= 0, 2A Unghiul de presiune de

referinţă frontal αt

β

α=α

costgarctg n

t 2

Poate fi dată initială. Se calculează:

αn = arctg [tgαt cos β] 3A Unghiul de angrenare

frontal (unghiul de presiune frontal pe

cilindrii de rostogolire)

αtW

α=α t

WtW cos

aaarccos

Dacă aw=a, atunci atW=at şi se trece la

poz. 8A.

4A Involuta unghiului αt inv αt inv αt = tg αt - αt Unghiul αt în radiani:

Ott180

0 πα=α [rad]

5A Involuta unghiului αtW inv αtW inv αtW = tg αtW - αtW Unghiul αtW în radiani:

OtWtW180

0 πα=α [ra]

6A Coeficientul normal al deplasărilor de profil

însumate

xns ( )ttwn

ns invinvtg

zzx α−αα

+=

221

7A Coeficientul frontal al deplasărilor de profil

însumate

xts ( )ttwt

ts invinvtg

zzx α−αα

+=

221

sau β= cosxx nsts

8A Coeficientul normal al deplasărilor de profil:


xn1 xn2

Mărimea xns se repartizează pe cele două roţi după criteriu admis, astfel încât să se respecte re1aţia

xn1+xn2=xns

Criteriile de repartizare nu fac obiectul

prezentului standard

9A Coeficientul frontal al deplasărilor de profil:

- la piniun (1) - la roată (2)

xt1 xt2

xt1=xn1cosβ xt2=xn2cosβ

Condiţia de verificare

xt1+xt2=xts

4.6.1.B. Calculul elementelor geometrice de bază privind angrenarea în varianta B (fiind daţi coeficienţii normali ai deplasărilor de profil xn1 şi xn2)

1B Coeficientul frontal al deplasărilor de profil:


xt1 xt2

xt1=xn1cosβ xt2=xn2cosβ

Dacă se dă xt1 şi xt2, se calculează xn1 şi xn2:

β=

β=

cosxx;

cosxx t

nt

n2

21

1

2B Coeficientul normal al deplasărilor de profil

însumate

xns xns=xn1+xn2


166

Tabelul 4.6 (continuare)Nr. Poz.



3B Coeficientul frontal al deplasărilor de profil

însumate

xts xts=xt1+xt2 Dacă xts=0, atunci αtW=αt şi se trece la

poz. 8B. 4B Unghiul de presiune de

referinţă frontal αt

β

α=α

costgarctg n

t Poate fi indicată şi ca

dată iniţială. αn=arctg[tgαt⋅cosβ]

5B Involuta unghiului inv αt inv αt=tg αt- αt Ott

1800 π

α=α rad.

6B Involuta unghiului de angrenare frontal

inv αtWt

nnstW inv

zztgxinv α++

α=α

21

2

ttts

tW invzz

tgxinv α++

α=α

21

2

7B Unghiul de angrenare frontal (unghiul de presiune frontal pe

cilindrii de rostogolire)

αtW αtW=arc(inv αtW) Se stabileşte pe bază de tabel sau de program de calcul (în calculul

automat) 8B Distanţa între axe de

referinţă a

222121 tn m)zz(

cosm)zz(a ⋅+

==β⋅+

=

9B Distanţa între axe aW tW

tW cos

cosaaαα

= Dacă xns = xts = 0, atunci aW = a

4.6.2.Calculul elementelor geometrice genera1e ale roţilor angrenajului 10 Modulul frontal mt

β=

cosm

m nt Dacă mt este indicat ca

dată iniţială se determină mn=f(mt, β)

11 Diametrul de divizare: - al pinionionului (1)

- al roţii (2)

dl d2

tn mzdsau

cosmzd 11

11 =

β=

tn mzdsau

cosmzd 22

22 =

α=

12 Raportul de transmitere

i12 2

112 z

zi =

13 Diametrul de rostogolire :

- al pinionului (1) - al roţii (2)

dWl dw2

21

1

121

21

2zzza

iad WW

W +=

+=

2112

122

221

2zzza

iiad WW

W +=

+=

14 Coeficientul normal de modificare a distanţei

între axe

yn n

Wn m

aay −= Analog se poate defini si

coeficientul frontal respectiv yt

15 Coeficientul normal de micşorare a jocului de

referinţă la cap

∆yn ∆yn = xns - yn Analog se poate defini şi coeficientul frontal ∆yt

Cutii de viteze

167

Tabelul 4.6 (continuare)Nr. Poz.



16 Diametrul de picior - al pinionului (1)

- al roţii (2)

df1 df2

an*n

*anf m)xch(dd 111 2 −+−=

an*n

*anf m)xch(dd 222 2 −+−=

17 Inălţimea de referinţă a dintelui

h n

*n

*an m)ch(h += 2

18/1 Înălţimea dintelui nescurtartat

h n

*n

*an m)ch(h += 2 La angrenaje deplasate

(xns≠ 0) determină micşorarea jocului la cap

(c1 < c şi c2 < c) 18/2 Înălţimea dintelui

scurtat (în scopul res- tabilirii jocului la cap

egal cu cel de referinţă)

hsc

nnsc

n*n

ffWsc

myhhsau

mcdd

ah

∆−=

−+

−=2

21 La angrenaje deplasate (xns > 1 sau (xns < 1)

asigură realizarea relaţiei cl =c şi c2 = c.

18/3 Înălţimea dintelui scurtat parţial

hsc

pff

Wsc

nscsc

cdd

ah

saumhh

−+

−=

∆−=

221

coeficientul de scurtare a

capului dintelui ∆sc se recomandă ∆sc ≤ ∆4yn. Pentru jocul la cap se

recomandă cp ≤ c 19/1 Diametrul de cap de

referinţă (cu dinţi ne- scurtaţi)

- ai pinionului (1) - al roţii (2)

da1

da2

an*ana m)xh(dd 111 2 ++=

sau da1 = df1 + 2h

an*ana m)xh(dd 222 2 ++=

sau da2 = df2 + 2h

La angrenaje deplasate (xns ≠0) determină

micşorarea jocului la cap cl şi c2 faţă de .jocul de

referintă la cap c. Dacă zl + z2 < 30, jocul

la cap poate chiar să dispară dacă ∆ynmn ≥ c).

19/2 Diametrul de cap scurtat (cu dinţi scurtaţi pentru a restabili jocul la cap

egal cu cel de referinţă): - al pinionului (1)

- al roţii (2)

dasc1 dasc2

nnn*anasc m)yxh(dd ∆−++= 111 2sau

dasc1 = df1 + 2hsc ann

*anasc m)yxh(dd ∆−++= 222 2

sau dasc2 = df2 + 2hsc

La angrenaje deplasate (xns ≠0) asigură

realizarea jocului la capul dinţilor c1 şi c2

egal cu cel de referinţă c, deci: c1 = c, şi c2 = c.

19/3 Diametrul de cap scurtatparţial :

- al pinionului (1)

- al roţii (2)

dasc1

dasc2

nn1n*an11asc m)yxh(2dd ∆−++=


ann*anasc m)yxh(dd ∆−++= 222 2


La angrenaje deplasate (xns ≠0) se asigură compensarea parţială a micşorării jocului la cap c1 respectiv c2; relaţia : c1 ≤ c, şi c2 ≤ c.

OBSERVAŢII: Diametrele de cap ale roţilor se pot stabili în cele trei variante de la poz. 19 (şi anume 19/1, 19/2 şi 19/3) în funcţie de varianta adoptată pentru înălţimea dinţilor (poz. 18/1, 18/2 şi 18/3). În cazul angrenajelor deplasate (xns ≠0) se recomandă varianta 2 (sau 3). La angrenaje deplasate (xns ≠0) se recomandă verificarea jocului la capul dintelui. Diametre1e de cap efectiv adoptate sunt notate în contiuare cu da1 şi da2.


168

Agrenajele cuţiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinţilor şi la presiunea de contact, în condiţiile solicitării sub acţiunea sarcinilor de regim şi a sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).

Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care mai frecvent folosită este metoda lui Lewis.

Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată şi că asupra dintelui acţionează forţa normală Fn după linia de angrenare N-N şi este aplicată la vîrful dintelui (fig. 4.62).

Forţa nominală se distribuie pe fâşia de contact dintre dinţii aflaţi în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.

Componenta tangenţială Ft = Fn cos α·cos β solicită dintele la încovoiere, secţiunea periculoasă fiind la baza dintelui de arie S ·B/cos β.

Funcţie de momentul de torsiune Mc al arborelui, forţa tangenţială se detrmină cu relaţia:

d

ct R

MF = , (4.31)

unde Mc este momentul de calcul, reprezentând momentul la arborele roţii conducătoare a angrenajului.

Fig. 4.62. Definirea forţelor din roţile dinţate cilindrice cu dantură înclinată

Componenta radială:

βα

=βα

=costgF

cossinFF tnr (4.32)

Cutii de viteze

169

soloicită dintele la compresiune. Componeneta axială: Fa=Fn cosα.sinβ=Ft tg β (4.33) nu determină solicitări asupra dintelui.

Calculul de rezistenţă la încovoiere. Pe baza ipotezelor arătate, efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relaţia :

ft

o

eftfon

i

ief y

mBF

coscos

S

h

BF

cosSB

hcosFWM

⋅⋅

=αα⋅

⋅=

β⋅⋅

⋅α⋅==σ 222

6

6

, (4.34)

în care o

e

f

f coscos

mS

mh

yαα

⋅

= 2

6 este un coeficient de formă al dintelui (fig.4.63)

şi depinde de parametrii geometrici αo, m, S, αe, ai angrenajului (pentru angrenaje

nedeplasate, αe=αo); B=β

⋅π⋅Ψcos

m -lăţimea roţii.

Inlocuind forţa tangenţială prin expresia ei dată de relaţia (4.31) se obţine

fc

ef yyzm

cosM⋅

⋅⋅⋅π⋅Ψ

β⋅⋅=σ

ε3

22 (4.35)

unde z este numărul de dinţi ai roţii conducătoare, Ψ =1,4…2,3; yεi- coeficient de repartizare al efortului şi ţine cont de gradul de acoperire.

In tabelul 4.7 sunt date valori ale coeficientului gradului de acoperire, în funcţie de mărimea gradului de acoperire frontal εf şi εs suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire se utilizează relaţiile:

β⋅α⋅π

α−−+α−−=ε cos

sinmsinRRRsinRRR

of

rfrberfrbef

222

221

21

21 , (4.36)

respectiv:

β⋅⋅π

β⋅=ε cos

msinB o

s (4.37)

unde Re1, şi Re2 sunt razele cercurilor de vârf ale roţilor din angrenajul calculat ; Rb1 şi Rb2 - razele cercurilor de bază ; αrf - unghiul frontal de angrenare; αοf - unghiul

frontal al profilului de referinţă (β

α=α

costg

ctg onof ).


170

Fig.4.63. Coeficientul de formă al dintelui

Tabelul 4.7

Coeficientul gradului de acoperire yε Valorile coeficientului yε

εf εs

1,2.....1,35 1,35.....1,5 1,5.....1,7

0,6.....0,8 1 1.........1,3 1,2.....1,5 0,9.....1,5 1,2.....1,3 1,3.....1,4 1,4.....1,6

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de incovoiere (relaţia 4.35), momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax şi de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relaţia:

Cutii de viteze

171

Mc=Mmax.i`t (4.38) In cazul metodei Lewis, când se consideră că întreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte şi se neglijază efectul compresiunii axiale dat de componenta radială a forţei normale, rezultă o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionării, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de încărcare σai se adoptă, în mod convenţional, cu valori mai ridicate celor definite din condiţia de rezistenţă la valoarea nominală a momentului şi anume: aief σ≤σ =σr/c (4.39) Pentru determinarea coeficientului de siguranţă se adoptă valori în limitele c=1,5…2,0 la autoturisme de oraş, şi c=2,5…3,0 la autoturisme de tipul “tot teren”.

La calculul de verificare al rotilor dinţate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului şi la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se detemină cu relaţia: Mc=kd

.MM .i`t (4.40)

în care MM este momentul maxim al motorului; i`t-raportul de transmitere de la motor la angrenajul care se verifică; kd-coeficientul dinamic. Pentru autoturisme de stradă valorile coeficicntului kd se adoptă în limitele kd = 1,5...2,0 iar pentru autoturismele de tip “tot teren” kd= 2.5...3,0. La automobilele cu transmisii hidromecanice kd=1 în cazul utilizării ambreiajelor hidraulice şi kd= k în cazul utilizării hidrotransfotmatoarelor, k fiind cocficientul dc transformare al hidrotransformatorului. Valorile efective ale efortului unitar σef se compară in acest caz cu efortul unitar de curgere σc al materialului roţilor dinţate.

Calculul de rezistenţă la presiunea de contact. Sub acţiunea solicitărilor de contact de pe flancurile dinţilor pot apărea oboseala straturilor de suprafaţă (sub formă de ciupituri, sfărâmări şi mai rar cojire) şi deformarea plastică a flancurilor dinţilor (sub formă de laminare, ciocănire, încreţire, ridare).

Evitarea apariţiei primelor semne de oboseală a straturilor de suprafaţă până la realizarea durabilităţii prescrise, se asigură prin aplicarea calculului de verificare la solicitările de contact nominale (de regim), adică, prin care se asigură realizarea condiţiei pefc , unde pefc este efortul unitar efectiv pentru straturile de suprafaţă ale dinţilor.

acσ≤

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utilizând relaţia lui Hertz :

acn

efc pE'B

F, ≤

ρ⋅418p = 0 , (4.41)

unde Fn este forţa normală din angrenaj: βα

=β⋅α

=coscosR

Mcoscos

F

od

c

o

tn

1F ;

B-lăţimea de contact a dinţilor :β

=cos

B'B ; E - modulul mediu de elasticitate:


172

EEEE

E+⋅

⋅=1

212 ,E1 şi E2 fiind modulele de elasticitate ale materialelor roţilor

angrenajului calculat; ρ- raza curburii medii: 21

21

ρ+ρρ⋅ρ

=ρ , ρ1 şi ρ2 fiind razcle de

curbură ale profilelor celor doi dinţi din angrenare: ρ1=Rd1.sinαo

.tgαe; ρ2=Rd2

.sinαo.tg αe.

În relaţia (4.41), substituind mărimile de mai înainte şi grupând convenabil termenii, se obţine :

acc

cfcmef pi

iB

MiA

iyyypc

≤⋅

+⋅

⋅+

⋅⋅= ε 211 (4.42)

în care s-au notat: coeficientul de material ym=0,418 E2 ;(ym=8,57 în cazul angrenajelor din oţel; ym=74 la angrenaje de roţi din oţel şi fontă; ym=70 la angrenaje din oţel şi bronz); coeficientul de formă în punctul de rostogolore

cofc tgcos

yαα

= 21 având valori

în diagrama din figura 4.63.

Fig.4.64 Coeficientul de formă al dintelui pentru solicitarea de contact

Influenţa gradului de acoperire asupra capacităţii flancurilor s-a considerat prin coeficicntul yεc cu valori date în diagrama din figura 4.65. Deformarea permanentă a flancurilor dinţilor la solicitările de contact are loc când eforturile unitare de contact, fie datorită unor suprasarcini, fie datorită ungerii sau randamentului termic necorespunzător, depăşesc limita de curgere.

Efectul suprasarcinii se consideră în calcul prin efectuarea calculului la solicitări de contact de suprasarcini (sarcini de vârf), prin asigurarea condiţiei: pefc ≤ pac lim, (4.43)

Cutii de viteze

173

Fig. 4.65 Valori ale coeficientului de formă în punctul de rostogolire

unde pefc este efortul unitar efectiv de contact, datorat suprasarcinii considerate; paclim - efortul unitar admisibil de contact, determinat din condiţia evitării defomărilor permanente de contact ale dinţilor.

Pentru calculul de rezistenţă la presiune de contact sub acţiunea sarcinilor de vârf, în relaţia (4.42) momentul Mc se înlocuieşte cu momentul dinamic Md (relaţia 4.40).

c. Verificarea la durabilitate a angrenajelor. In afara unei rezistenţe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf, scoaterea din funcţiune a angrenajelor în exploatare apare frecvent datorită depăşirii limitei de rezistenţă a materialului, provocată de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizată de capacitatea de funcţionare îndelungată până la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor şi până la apariţia oboselii materialului.

Pentru efectuarea calculului de durabilitate se consideră că motorul dezvoltă un moment mediu echivalent Mech, la o turaţie medie echivalentă ωech.

Momentul mediu echivalent se calculează cu relaţia:

tcvmed

rmedech i

MM

η⋅= , (4.44)

unde Mr med este momentul mediu la roţile motoare; icv med- raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze ; ηt - randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la roţile motoare se utilizează relaţia:

o

ra

meda

rrmed i

rGGFM

⋅⋅

= , (4.45)


174

unde meda

r

GF

este forţa specifică medie la roţile motoare; Ga - greutatea

automobilului; rr - raza de rulare a roţii; io- raportul de transmitere al transmisiei principale.

Forţa specifică medie are valori cuprinse între 0,04...0,08 valorile inferioare fiind pentru drumuri asfaltate bine întreţinute, iar cele superioare la deplasarea pe drumuri de pământ.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icv med se determină cu relaţia :

∑

∑=

=

=

=

β

⋅β= nk

kk

nk

kcvkk

cvmed

i

1

1i (4.46)

unde βk este timpul relativ de utilizare a treptei de viteză k (tabelul 4.8), icvk-raportul de transmiterc în treapta k de viteză; n - numărul de trepte ale cutiei de viteze.

Tabelul 4.8 Timpul relativ de utilizare a trcptelor de viteză la autoturisme [%]

Timpul de utilizare a treptelor de vitezăCondiţii de deplasare 1 2 3 4 5

Timpul de deplasare prin inerţie

Deplasări urbane 2 15 40 15 8 20 Deplasări interurbane 1 10 15 20 40 14

Turaţia medie echivalentă se calculează cu relaţia:

cvmedor

amedech ii

rV

⋅⋅=ω (4.47)

unde va med este vitaza medie de deplasare a automobilului. In funcţie de deplasarea pe străzi orăşeneşti sau nu, pe drumuri asfaltate, pavate sau de pământ viteza medie de deplasare variază între 10 [m/s] până la (0,4 . . .0,5).va max [m/s].

Numărul de solicitări la care este supus un dinte, pe durata exploatării între două reparaţii capitale (considerat ca durabilitate necesară), se determină cu relaţia

r

``tp

ech riS

Nπ

⋅⋅β=

21000 (4.48)

unde β este timpul relativ de utilizare a treptei respective (tabelul 4.8); S- spaţiul parcurs de automobil între două reparaţii capitale [km]; i”t - raportul de transmitere de la roţile motoare până la angrenajul calculat; rr- raza de rulare a roţii.

Calculul la solicitarea de oboseală la încoviere. Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală se determină din relaţia (4.35), prin înlocuirea momentului Mc cu Mech

.i`t , Mech fiind determinat de relaţia (4.45) şi i’t - raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Cutii de viteze

175

Eforturile unitare efective obţinute la calculul la oboseală a danturii se compară cu efortul unitar la oboseală la încovoiere după ciclul pulsator σN, dat de relaţia :

0

6171

1102

β+σ

=σ −/

N)N/(

, (4.49)

în care: σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric; β0=r

1

σσ− ; σr - efortul unitar de

rupere; N - numărul de cicluri pentru roata dinţată care se calculează (pentru un parcurs de 200 000 km până la reparaţia capitală).

Angrenajele verificate sunt considerate corespunzătoare din punctul de vedere al rezistenţei la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea :

,k

Nef ′

σ≤σ (4.50)

în care : k´ este coeficientul de siguranţă la calculul la oboseală.; coeficientul k´ se poate calcula cu relaţia:

,kck d′′′ ⋅= (4.51)

în care: =1,0…1,3 este coeficient de dinamicitate; c este coeficientul de siguranţă; coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia: c=k1

′′dk

.k2.k3

.c1.c2,,unde k1

este coeficientul ce ţine seama de concentraţia sarcinii pe lungimea dintelui (kl =1,1…1,2, pentru roţile dinţate dispuse în consolă, kl = l,0…1,1, pentru roţile dinţate dispuse între reazeme); k2 - coeficient care ţine seama de siguranţa necesară în funcţionare (k2= 1,1...1,15); k3 - coeficient care ţine seama de precizia metodelor de calcul (k3=1,2…1,4); cl şi c2 _ coeficienţi care ţin seama de precizia de preluerare şi de calitatea suprafeţelor flancurilor roţilor dinţate (pentru roţile dinţate cu dantura finisată prin şeveruire cl =1,0…1,05 şi c2 = 1,05…1,10).

Calculul la oboseală la solicitarea de contact. Efortul unitar efectiv de contact, pefc, se determină, în acest caz, cu relaţia (4.42), unde forţa tangenţială Ft = Ft ech, care se ia în calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turaţie medie echivalentă ωech.

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie să depăşească efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilităţii impuse.

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relaţia :

′=

cp

p Ncac , (4.52)

în care: pNc este efortul unitar de contact la oboseală, pentru un anumit număr de cicluri echivalente Nech; c´-coeficient de siguranţă (c’=1,2…1,3 pentru roţile cutiei de viteze). Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseală se determină cu relaţia:

6

ech

bNc N

NHkp ⋅⋅= , (4.53)


176

în care: k este un coeficient care ţine seama de calitatea materialului (pentru oţelurile Cr şi Cr-Ni, k = 265… 310); H - duritatea HRC a danturii; Nb - numărul de cicluri de bază; Nech - numărul de cicluri echivalente .

În cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale oţelurilor din care sunt executate roţile dinţate, pentru calculul la oboseală al flancurilor dinţilor, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilităţii la solicitarea de contact knc, dat de relaţia :

,NN

kech

bnc 6= (4.54)

în care: Nb este numărul ciclurilor durabilităţii de bază (Nb=25⋅107, pentru roţi cu dinţi durificaţi având HB > 350, şi Nb=l07, pentru roţi la care duritatea dinţilor HB < 350); Nech _ numărul de cicluri de solicitare corespunzătoare durabilităţii cerute.

4.5.2. Dimensionarea arborilor Arborii sunt solicitaţi la torsiune şi la încovoiere sub acţiunea forţelor din

organele susţinute (roţi dinţate şi elemente de cuplare) şi organele de susţinere (lagăre).

Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacţiunilor, calculul momentelor de torsiune şi încovoiere, determinarea mărimii secţunilor şi verificarea la rigiditate.

a. Determinarea schemei de încărcare a arborilor şi calculul reacţiunilor. Incărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forţele din angrenarea roţilor dinţate susţinute de arbori şi din lagărele de montare în carterul cutiei.

In figura 4.66 se prezintă schemele de încărcare pentru arborii cutiilor de viteze cu trei arbori (fig. 4.66, a) şi cu doi arbori (fig. 4.66, b), în cazul obţinerii treptei k de viteză.

Forţele din angrenare se determină cu relaţiile (4.31), (4.32) şi (4.33). Tinând seama de faptul că asupra arborilor acţionează forţe în planuri diferite, pentru uşurarea calculelor, aceste forţe se descompun în componente conţinute în planul format de arborii mecanismului reductor şi în componente perpendiculare pe acest plan. Datorită faptului că la schimbarea treptelor de viteză se modifică atât forţele, cât şi poziţia roţilor active în raport cu reazemele, se schimbă şi reactiunile din lagăre, motiv pentru care se impune determinarea lor pentru cuplarea fiecăreia din treptele cutiei de viteze.

Dacă se consideră arborii în echilibru static sub acţiunea forţelor din modelul mecanic echivalent din figura 4.65, pentru calculul reacţiunilor din lagărele cutiei de viteze se recomandă relaţiile de calcul din tabelul 4.9.

b. Dimensionarea arborilor la rezistenţă. Cunoscând forţele care solicită arborii şi punctele lor de aplicaţie, se determină pentru fiecare treaptă de viteză valorile momentului de încovoiere Mi şi de torsiune Mt.

Cutii de viteze

177

Fig. 4.66. Scheme de încărcare a arborilor din cutiile de viteze:

a-cutii de viteze cu trei arbori; b-cutii de viteze cu doi arbori

Momentul încovoietor echivalent, calculat după teoria a III-a de rupere (ipoteza efortului tangenţial maxim):

22tiech MMM += (4.55)

Diametrul arborelui în secţiunea calculată se determină cu relaţia :

332

ech

echMd

πσ= , (4.56)

unde σa ech este efortul unitar echivalent admisibil.


178

Tabelul 4.9 Relaţii pentru calculul reacţiunilor din lagărele cutiilor de viteze

Arbore Schema de încărcare a arborelui Relaţii pentru calculul reacţiunilor X secundar la

cutii de viteze cu trei arbori

; 'akD FX =

2

5

LlF '

tkC

⋅=Y

2

4

LlF '

tkD

⋅=Y ;

2

5

LlFrFZ

'rk

'k

'ak

C⋅−⋅

=

2

4

LlFrFZ

'rk

'k

'rk

D⋅+⋅

=

primar la cutii de viteze cu trei arbori

; apB FX =1

12

lLYF

Y CtpA

⋅−⋅=

( ) ( )

1

2111

LllFlLY tpC

BY+⋅−+⋅

=

( )1

112

lLlZrFlF

Z CpaprpA

++⋅−⋅=

( ) ( )1

1121

lLlZrFllF

Z CpaprpB

++⋅−+⋅=

secundar la cutii de viteze cu trei arbori

'apakF FFX −= ; ( )

3

887L

lFllF tktp'

E⋅−+⋅

=Y

( )3

766

LllFlF

Y tktp'

F+⋅−⋅

=

( )3

887

LrFrFlFllF

Z kak'p

'aprkrp

'

E⋅+⋅−⋅++⋅

=

primar la cutii

de viteze cu doi arbori

akB FX = ; 1LlF

Y 2tkA

⋅=

1

1tkB L

lFY

⋅= ;

1

kak2rkA L

rFlFZ ⋅+⋅=

1

kak1rkB L

rFlFZ ⋅−⋅=

secundar la cutii de viteze cu doi arbori

(Forţele Fa’, Ft’şi Fr’ , sunt forţele din angrcnajul

tranamisici principale)

'ak

'aD FFX −= ; ( )

2

325L

llFlF t'

tc'

C+−⋅

=Y

2

34L

lFlFY t'

tc'

D−⋅

=

( )2

235L

rFllFrFlFZ dma''rk'ak'rk'

C⋅−+⋅+⋅−⋅

=

2

34L

rFlFrFlFZ dma''rk'ak'rk'

D⋅+⋅−⋅+⋅

=

Cutii de viteze

179

In cazul în care calculul se efectuează pe baza ipotezei a doua de rupere, dimensionarea arborilor se face cu relaţia: 22650350 tiiid MM,M,M +⋅+⋅= (4.57)

La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi şi Mt pentru fiecare treaptă de viteze, luând-se în consideraţie situaţia cea mai dezavantajoasă. In scopul asigurării unei rigidităţi suficiente, efortul unitar admisibil se adoptă în funcţie de efortul corespunzător limitei de elasticitate în relaţia: σe/σαι=5...7.

c. Verificarea rigidităţii. Solicitările de incovoiere şi de răsucire ale arborilor determină apariţia unor deformaţii elastice, care conduc la suprasolicitări ale dinţilor roţilor în angrenare, modifică legile angrenării şi reduc gradul de acoperire.

In cazul unor deformaţii mari ale arborilor, polul angrenării execută o mişcare oscilatorie în jurul unei poziţii teoretice, determinând, pentru arborele condus, o mişcare de rotaţie neuniformă şi o funcţionare zgomotoasă pentru cutia de viteze.

Din aceste considerente, după dimensionarea arborilor din condiţia de rezistenţă la solicitări compuse (torsiune şi încovoiere) se face şi verificarea rigidităţii (calculul deformaţiilor). Pentru calculul săgeţii arborilor se consideră arborele de secţiune constantă, încărcat cu o singură forţă. Folosind relaţiile de calcul din tabelul 4.10, se pot determina săgeţile în plan orizontal, fy, şi în plan vertical. fz. In cazul în care asupra arborelui acţionează simultan mai multe forţe, săgeata rezultantă, în secţiunea şi în planul considerat, este dată de suma algebrică a săgeţilor ce apar sub actiunea forţelor luate individual.

Cunoscând valoarile săgeţii în plan orizontal şi vertical se determină săgeata rezultantă cu relaţia :

maxazymax ffff ≤+= 22 (4.58)

unde fa max este săgeata maximă admisibilă, cu valori fa max = 0,13. . .0,15 mm, pentru treptele superioare şi fa max = 0,15...0,25 mm, pentru treptele inferioare.

4.5.3. Calculul pentru alegerea lagărelor

In majoritatea cazurilor lagărele cutiilor de viteze sunt lagăre de rostogolire. In calculul de determinare a rulmenţilor se ţine seama de caracterul sarcinilor, de condiţiile de montaj şi de durata de funcţionare.

Dependenţa dintre aceste mărimi este dată de relaţia : p

t DF=C , (4.59) unde C este capacitatea dc încărcare dinamică necesară a rulmentului; D durabilitatea necesară rulmentului, în milioane de rotaţii; Fe- forţa echivalentă medie; p- exponent ce ţine cont de tipul rulmentului (p=3, pentru rulmenţi cu bile; p= 10/3, pentru rulmenţi cu role).


180

Tabelul 4.10 Relaţii pentru calculul deformaţiei arborilor solicitaţi la încovoiere.

Schema grinzii şi sarcini Formula fibrei medii deformate Săgeata în dreptul sarcinii

Portiunea

( )xbxlxEI

Fby 322

6−+−=

( ) ( )

−+−+−= 322

3

6axbl

lbx

lbx

EIFy

lEIbFay

3

22

1 =

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

−= x

lx

EIFaly

2

2

6

( )3

2

1aal

EIFy +

=

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

( )

−+−=

llx

lxlx

EIMy

33

36

−=

lxlx

EIMy

3

6

( )alEI

May 3261 +−=

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

−−−= x

lala

lx

EIMy

23

322

32

( )

−−−−−= x

lalaaxx

EIMy

22

3

322

32

y1=0

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

( )( )

−+−−=

llxlaalx

cax

EIFy

33

6

Durabilitatea necesară a rulmentului, egală pentru toate lagărele cutiei de viteze, se dă în kilometri parcurşi. Pentru obţinerea durabilităţii în milioane de rotaţii se utilizează relaţia:

iiiD

rD cvmed]km[

r

04102

1 ⋅⋅⋅

⋅π⋅= [milioane rotaţii] (4.60)

unde icvmed este raportul de transmitere mediu al cutiei de viteză; D[km] - durabilitatea necesară a rulmentului exprimată în km (100 000….150 000 km); i0-

Cutii de viteze

181

raportul de transmitere al punţii motoare; rr- raza de rulare a roţii motoare; i - raportul de transmitere de la motor la arborele al cărui lagăr se calculează.

La determinarea forţei echivalente medii Fe se ţine seama de forţele axiale şi radiale ce apar în lagăre în fiecare treaptă a cutiei de viteze. Ea se determină cu relaţia :

( )pnk

k ech

kkpke FF ∑

=

= ωβ⋅ω

=1

(4.61)

unde Fk este forţa echivalentă corespunzătoare treptei k de viteză; ωk viteza unghiulară a arborclui, corespunzătoare treptei k ; βk - timpul relativ de utilizare a treptei k de viteză (tabelul 8.5) ; ωech - viteza unghiulară echivalentă a motorului (relaţia 4.47).

Forţa Fk se detcrmină cu relaţia : kkk xYRVXF ⋅+⋅⋅= , (4.62)

unde Rk = 22kk yz + este forţa radială din lagăr, corespunzătoare treptei k ; zk, yk -

reacţiunile din lagăr (tab.4.8) ; xk - forţa axială din lagăr (tabelul 4.8) ; X - coeficientul de transformare a sarcinii locale Rk în sarcină circumferenţială (coeficient radial); Y - coeficientul de transformare a sarcinii axiale în sarcină radială; V - coeficientul de rotaţie (V = 1, pentru rulmenţi cu inel exterior fix; V = 1,2, pentru rulmenţi cu inel exterior rotitor). Coeficienţii X şi Y se aleg din cataloagele de rulmenţi, în funcţie de tipul rulmentului şi de încărcarea lagărului.

5

TRANSMISIA LONGITUDINALĂ

5.1. Generalităţi

Transmisia longitudinală reprezintă o unitate funcţională independentă cu rolul de a transmite prin mişcare de rotaţie, fără modificare, fluxul de putere pentru autopropulsare între ansambluri ale transmisiei dispuse la distanţă, în planuri diferite cu poziţie relativă de obicei variabilă. Deoarece elementele constructive ale transmisiei longitudinale sunt de tip cardanic, transmisia longitudinală este frecvent prezentată şi sub denumirea de transmisie cardanică.

In construcţia autoturismelor, transmisia longitudinală se utilizează la transmiterea fluxului de putere de la cutia de viteze, sau cutia de distribuţie, la transmisiile punţilor motoare.

In figura 5.1 este prezentată schema transmisiei în cazul unui automobil cu o punte motoare (4x2) amplasată în spate.

De la arborele secundar 1 (fig. 5.1) al cutiei de viteze (CV), momentul de torsiune se transmite prin transmisia longitudinală (TL), compusă din cuplajul unghiular cardanic C1 (articulaţie cardanică), arborele 2 şi prin cuplajul unghiular cardanic C2, la arborele conducător 3 al punţii motoare (PM). O asemenea transmisie longitudinală se numeşte transmisie bicardanică

Deoarece în timpul mişcării automobilului variază, ca urmare a deformării arcurilor suspensiei (S) şi distanţa dintre articulaţiile cardanice C1 şi C2, transmisia longitudinală este prevăzută cu cuplajul de compensare axială Ca.

In cazul în care arborele cardanic este lung se recurge la situaţiile din figura 5.2, când transmisia longitudinală se realizează cu doi arbori, 1 şi 2, legaţi succesiv prin cuplajele unghiular cardanice C1, C2 şi C3.. In acest caz arborele cardanic 1 este prevăzut cu un suport intermediar pi fixat de cadrul automobilului, iar arborele 2 este prevăzut cu cuplajul axial Ca. O astfel de transmisie, compusă din trei cuplaje unghiular cardanice, se numeşte transmisie tricardanică.

Transmisia longitudinală

183

Fig. 5.1. Compunerea transmisiei bicardanice pentru automobilul 4x2-clasic

Fig. 5.2. Compunerea transmisiei tricardanice pentru automobilul 4x2-clasic


184

In figura 5.3 este prezentată schema transmisiei longitudinale utilizată la automobilele organizate după soluţia 4x4. De la cutia de distribuţie (CD), transmisia longitudinală TL1 asigură legătura cu puntea din spate (PMS), iar transmisia longitudinală TL2 asigură legătura cu puntea din faţă (PMF).

Fig. 5.3. Compunerea transmisiei pentru automobilul 4x4 Condiţiile principale impuse transmisiei longitudinale sunt: să asigure

sincronismul mişcării arborilor cuplaţi, indiferent de unghiurile dintre axele lor; să asigure compensările unghiulare şi axiale necesare; să nu atingă turaţia critică corespunzătoare regimului de rezonanţă, să aibă o durabilitate mare şi un randament cât mai ridicat, construcţia să fie simplă şi economică, montarea şi demontarea să fie uşoare, tehnologia de execuţie să fie simplă, iar întreţinerea să fie cât mai puţin pretenţioasă.

Clasificarea transmisiilor longitudinale este făcută după mai multe criterii: -după legea de transmitere a mişcării, transmisiile longitudinale pot fi:

• asincrone, la care raportul de transmitere este o mărime periodică, având valoarea medie egală cu unu; • sincrone (homocinetice), la care raportul de transmitere este constant şi egal cu unu;

-după modul de construcţie, transmisiile longitudinale pot fi: • deschise; • închise (sunt dispuse într-un tub cardanic sau într-un carter);

-după numărul articulaţiilor cardanice se disting: transmisii monocardanice, bicardanice, tricardanice etc.

5.2. Cinematica transmisiilor longitudinale

5.2.l. Cinematica transmisiei cardanice

a. Cinematica cuplajului unghiular cardanic. Cel mai vechi şi cel mai

simplu cuplaj mobil unghiular ce a avut utilizare în domeniul autovehiculelor este cuplajul cardanic. Denumirea de cuplaj cardanic provine de la G. Cardano, primul care a făcut o descriere amănunţită a cuplajului. In anul 1898, cuplajul cardanic a


185

fost folosit de constructorul de automobile L. Renault în componenţa transmisiei longitudinale.

Cuplajul unghiular cardanic (articulaţia cardanică) se compune dintr-un element intermediar (cruce, inel, galet etc.) care este montat între două furci ale căror plane sunt perpendiculare între ele. Una dintre furci se solidarizează cu arborele conducător, iar cealaltă cu arborele condus.

În figura 5.4 este prezentată schema unei articulaţii cardanice.

Fig. 5.4. Cinematica cuplajului unghiular cardanic: a-schema structurala a cuplajului; b- schema cinematică

În timpul rotirii arborelui conducător 1, braţul descrie traiectoria 3,

dispusă într-un plan perpendicular pe arborele l. Braţul al arborelui condus 2, dispus faţă de arborele 1 înclinat cu un unghi α

`00 AA`00 BB

12, descrie traiectoria 4, aflată într-un plan înclinat cu unghiul α12 faţă de planul traiectoriei 3. Legătura între braţele

şi se face prin intermediul unei cruci cu braţe egale şi perpendiculare, numită cruce cardanică.

`00 AA `

00 BB

Prin rotirea arborelui 1 cu un unghi ϕ1, (fig.5.3,b), punctul A0 ajunge în ,A deplasându-se pe un arc de cerc, iar punctul B0, în B, arborele 2 rotindu-se cu un unghi ϕ2.


186

Din triunghiul sferic AB0B, între deplasările unghiulare ale celor doi arbori există relaţia :

tg ϕ1 = tgϕ2 cosα12, (5.1) unde: α12 este unghiul dintre arborii 1 şi 2; ϕ1 - deplasarea unghiulară a arborelui conducător ; ϕ2 - deplasarea unghiulară a arborelui condus.

Din relaţia 5.1 se observă că în cazul deplasării unghiulare uniforme a arborelui conducător 1, arborele 2 va avea deplasări unghiulare neuniforme. Asincronismul mişcării furcilor articulaţiei cardanice poate fi apreciat prin raportul

de transmitere ic=2

1

ωω , unde ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de rotaţie ale

arborilor conducător 1 şi respectiv condus 2. Considerând unghiul α12 constant prin diferenţierea totală a relaţiei (5.1) se

obţine între vitezele unghiulare ω1, a furcii conducătoare, şi ω2, a furcii conduse relaţia:

122

22

12

1 coscos

dcos

dα⋅

ϕϕ

=ϕ

ϕ (5.2)

Prin împărţirea ambelor părţi ale ecuaţiei cu dt şi tinând seama că

11

dd

ω=ϕt

şi 22

dd

ω=ϕt

, din relatia (5.2) se obţine:

2

2121

2

2

1

2

1c

coscoscos

ddi

ϕ

α⋅ϕ=

ϕϕ

=ωω

= (5.3)

Eliminând pe cosϕ2 din relaţia (5.3) cu ajutorul relaţiei (5.1), se obţine :

12

122

12

2

1c cos

sincos1α

α⋅ϕ−=

ωω

=i ; (5.4)

Din relaţia (5.4), la rotirea părţii conducătoare se obţin următoarele valori extreme:

-pentru ϕ1=0; π; 2π..., când cos : 112 =ϕ 1cos 12

min2

1min ≤α=

ωω

=ci ;

-pentru ϕ1= ,...2

3,2

ππ, când cos : 01

2 =ϕ 1cos

1

12max2

1max ≥

α=

ωω

=ci .

Drept urmare, raportul de transmitere cinematic al articulaţiei cardanice

variază între limitele 12cos

1α

şi cosα12. Aceste limite sunt cu atât mai apropiate

una de alta şi ambele apropiate de valoarea unu, cu cât unghiul α12 dintre cei doi arbori este mai mic.

La o rotaţie completă a arborelui conducător 1, (ϕ1= 0….2π), raportul de transmitere atinge de două ori valoarea minimă şi de două ori valoarea maximă,


187

deci arborele condus 2 rămâne de două ori în urma arborelui conducător 1(ω2<ω1) şi îl întrece de două ori ((ω2>ω1).

Pentru aprecierea asincronismului vitezelor unghiulare ale elementului conducător şi condus ale cuplajului unghiular cardanic se utilizează în afara raportului de transmitere, coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular maxim, definite prin relaţiile:

-coeficientul de asincronism: 1212mincmaxc tgtgiiU α⋅α=−= (5.5) -decalajul unghiular maxim:

( )

α⋅α−

±=ϕ−ϕ=ϕ∆12

12max21max cos2

cos1arctg)( (5.6)

În figura 5.5 sunt prezentate coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular, în cazul unui cuplaj unghiular cardanic cu unghiul dintre arbori de 50o, când arborele conducător se roteşte cu 180o. Asincronismul vitezelor unghiulare ale arborilor condus şi conducător ai cuplajului, au drept consecinţă, prin variaţiile rapide ale vitezei unghiulare a arborelui condus chiar şi când arborele conducător se

cpr puh

mpr

Fig. 5.5. Coeficientul de asincronism

şi decalajul unghiular
roteşte cu turaţie
onstantă, apariţia în elementele conduse a unor forţe de inerţie mari, cu sensul eriodic variabil, ceea ce conduce la funcţionare zgomotoasă şi la scăderea andamentului şi a durabilităţii transmisiei.

b.Cinematica transmisiei bicardanice. Transmisia longitudinală se obţine rin înserierea a două sau mai multe articulaţii cardanice, la care, prin respectarea nor condiţii de aşezare reciprocă dintre elemente, se poate obţine o transmisie omocinetică (sincronă).

In cazul transmisiilor longitudinale bicardanice (fig. 5.6), care sunt cele ai răspândite, considerând furcile extreme 1 şi 3 cuprinse într-un plan

erpendicular pe planul furcilor arborelui cardanic 2, legile de transmitere conform elaţiei (5.1), sunt :

tgϕ1=tgϕ2 .cos α12 ; (5.7)

tgϕ3=tgϕ2 .cos α23 , (5.8)


188

unde ϕ1, ϕ2 şi ϕ3 sunt unghiurile cu care se rotesc arborii 1, 2 şi 3 ; α12 - unghiul de dispunere al arborelui 1 faţă de arborele 2 ; α23 - unghiul de dispunere al arborelui 2 faţă de arborele 3.

Prin eliminarea unghiului ϕ2 din relaţiile (5.7) şi (5.8), se obţine :

tgϕ3= tgϕ1.

23

12coscos

αα

(5.9)

Din analiza relaţiei (5.9) rezultă că arborele condus 3 are aceeaşi viteză unghiulară de rotaţie şi se află în acelaşi regim cu arborele conducător 1 (transmisia longitudinală devine sincronă) dacă α12=α23.

Fig. 5.6. Transmisii bicardanice a) montaj “Z”; b) montaj “M”.

Formele de bază ale transmisiilor longitudinale bicardanice sunt dispunerea în “Z”, (fig. 5.6,a) şi dispunerea în “M”, (fig. 5.6,b). Sincronismul se obţine dacă sunt respectate următoarele condiţii:

• axele furcilor extreme 1 şi 3 să fie coplanare; • furcile arborelui cardanic să fie coplanare; • unghiurile formate de axele furcilor extreme cu axa arborelui cardanic să fie egale (α12=α23).

Primele două condiţii sunt asigurate prin construcţia transmisiei. La montaj, poziţia relativă dintre elementele demontabile este marcată printr-o linie gravată pe fiecare arbore. Pentru a treia condiţie, dată fiind legătura prin elementele elastice ale suspensiei dintre puntea motoare şi caroseria automobilului, este dificil să se menţină egalitatea α12=α23, astfel că funcţionarea transmisiei va fi cvasihomocinetică, decalajul unghiular maxim dintre arborii 1 şi 3 fiind dat de relaţia: ( ) ( )2312max)( ϕ∆−ϕ∆=ϕ∆ , (5.10) unde (∆ϕ)12 şi respectiv (∆ϕ)23 sunt decalajele unghiulare maxime, calculate cu relaţia (5.6), introduse succesiv de cuplajele unghiulare dintre arborii 1-2 şi respectiv 2-3.

5.3. Construcţia transmisiei longitudinale

Elementele constructive ale transmisiilor longitudinale sunt: cuplajele unghiulare, arborii cardanici, cuplajele axiale şi suporţi (reazeme) intermediari.


189

5.3.l. Cuplaje unghiular cardanice (articulaţii cardanice)

Articulaţiile cardanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea mişcării de rotaţie între doi arbori concurenţi, cu unghiuri între axe, în general, variabile şi al căror raport de transmitere este egal cu unu.

Articulaţiile cardanice folosite în cadrul transmisiilor longitudinale sunt din punct de vedere constructiv rigide sau elastice. Articulaţiile cardanice rigide permit transmiterea mişcării de rotaţie între arborii care se intersectează datorită legăturii articulate a elementelor componente, iar cele elastice prin deformarea elastică a unor elemente. Articulaţiile cardanice asincrone rigide pot fi cu lagăre cu alunecare sau cu rulmenţi.

La autoturisme, transmisiile longitudinale sunt prevăzute cu articulaţii cardanice asincrone rigide de tip deschis, cu rulmenţi cu ace. Aceste articulaţii au o durată mare de funcţionare, dimensiuni constructive reduse şi permit transmiterea unor sarcini mari la turaţii ridicate.

Construcţia unei articulaţii cardanice rigide cu rulmenţi este prezentată în figura 5.7. Ea se compune din furcile 1 şi 3, unite printr-o cruce cardanică 2, faţă de care furcile se pot roti cu un unghi oarecare în jurul bolţurilor prevăzute cu rulmenţi cu ace 6.

Fig. 5.7. Construcţia cuplajului unghiular cardanic cu cruce

Pentru legarea în transmisia automobilului, una din furci (1) este prevăzută

cu o flanşă, de care se prinde, prin şuruburi, de arborele secundar al cutiei de viteze (al cutiei de distribuţie), sau de flanşa arborelui conducător al transmisiei principale, iar a doua (3) se solidarizează la rotaţie de arborele cardanic 5.

Ungerea articulaţiei se face prin ungătorul 4, de unde unsoarea trece prin canalele practicate în cruce la rulmenţi. Alezajele mari din braţele crucii servesc atât ca rezervoare pentru unsoare, cât şi pentru mărirea elasticităţii acestora. Rulmenţii sunt reţinuţi contra forţelor centrifuge cu ajutorul inelelor de siguranţă 7 (variantă de fixare fig. 5.7, b). La articulaţiile cardanice fără rulmenţi, colivia


190

rulmenţilor 6 de mai înainte este înlocuită cu o bucşă din material cu bune proprietăţi antifricţiune.

În figura 5.8 sunt prezentate posibilităţi de etanşare ale lagărului articulaţiei cardanice. Cea mai simplă soluţie constructivă de etanşare se obţine prin utilizarea unui inel de pâslă 1 (fig. 5.8, a), dispus în cămaşa metalică 2. Prin aplicarea forţată a bucşei 3 peste inelul de etanşare 1 se obţine presarea acestuia de braţul crucii cardanice.

Fig. 5.8. Soluţii de etanşare

La soluţia din figura 5.8, b, etanşarea este realizată de manşonul de cauciuc

3, fixat în carcasa 4, şi de opritorul de praf 2. Scurgerea lubrifiantului din lagăr este împiedicată de partea superioară a manşonului, iar intrarea impurităţilor din exterior, de partea inferioară. Eliminarea surplusului de unsoare la gresarea articulaţiei se face după traseul indicat prin săgeţi. În figura 5.8, c, etanşarea se face cu manşonul 2 pe suprafaţa conică de la baza crucii 1. Datorită suprafeţei conice, nu este necesar opritorul de praf.

În figura 5.9 este prezentată construcţia unei articulaţii cardanice elastice. Ea se compune din furcile 2 şi 4 cu trei braţe dispuse la 120° unul faţă de altul, fixate între ele cu şuruburile 6 de discul elastic 3. Montarea articulaţiei în transmisia longitudinală se face prin solidarizarea furcii 2 de arborele conducător 1 şi prin montarea culisantă a furcii 4 pe arborele condus 5, pentru compensarea abaterilor axiale. Prin deformarea elastică a discului 3, articulaţia permite abateri unghiulare între axele arborilor cuplaţi de 3. . .5°.

Articulaţiile cardanice elastice se utilizează, în general, pentru compensarea erorilor de montare la cuplarea motorului cu cutia de viteze când cutia de viteze, montată într-un carter independent de blocul motorului, este aşezată pe cadrul automobilului, sau între cutia de viteze şi cutia de distribuţie când cele două subansamble sunt montate în cartere independente.

Fig. 5.9. Articulaţie cardanică elastică


191

5.3.2. Arbori cardanici (arbori longtudinali) Arborii cardanici fac legătura între două cuplaje cardanice sau între

articulaţie şi unul dintre organele transmisiei, având rolul de a transmite la distanţă momentul de torsiune al motorului şi, uneori, forţe axiale.

Arborele cardanic, (fig.5.10), este compus dintr-o parte centrală de secţiune circulară 2, care formează arborele propriu-zis, şi piese de legătură 1, pentru prinderea articulaţiilor. Partea centrală a arborelui poate fi tubulară sau plină. De regulă se folosesc arbori tubulari deoarece, comparativ cu cei cu secţiune plină, la greutate egală, sunt mai rigizi şi permit mărirea turaţiei de funcţionare.

Dacă transmisia cardanică nu permite compensări axiale, arborii cardanici vor avea lungime constantă (fig. 5.10) ; în caz contrar, arborii vor avea lungime variabilă (fig. 5.11). În acest caz, îmbinarea dintre capătul arborelui şi butucul furcii se realizează prin caneluri, formându-se aşa-numitul cuplaj de compensare axială.

Fig. 5.10. Arbori cardanici cu lungime constantă

In figura 5.11,a şi b sunt prezentate variante de arbori cardanici telescopici

corespunzătoare arborilor din figura 5.10. Arborele telescopic din figura 5.11, c se utilizează în cazul transmiterii unor momente de torsiune mari. Atunci când arborele este de lungime mare şi sunt necesare compensări axiale mari, acesta se execută din două bucăţi (o ţeavă şi o bucşă canelată) îmbinate prin sudură (fig. 5.11, d).

Deoarece arborii cardanici lucrează în medii cu impurităţi (praf, noroi) cuplajul de compensare axială este protejat cu sistem de etanşare.

După montarea arborelui longitudinal cu articulaţiile cardanice, ansamblul se supune unei echilibrări dinamice, mai întâi la o turaţie joasă, între 600 şi 1 000 rot/min, urmată de o verificare la turaţia nominală.

Echilibrarea arborelui se realizează cu adaosuri de material prin sudarea unor plăcuţe pe arbore. In scopul eliminării necesităţii reechilibrării transmisiei longitudinale după demontările din exploatare, între arbore şi furci se marchează la prima echilibrare poziţia obligatorie de montare.

Ca valori admisibile pentru dezechilibrare sunt recomandate pentru autoturisme limitele 50…75 g ·cm .


192

5.11. Arbori cardanici cu lungime variabilă

Materialele compozite sunt materiale moderne, care posedă caracteristici tehnico-funcţionale şi economice superioare materialelor clasice, utilizarea lor fiind o necesitate care tinde să devină realitate în special în domeniul construcţiilor de automobile.

În construcţia de automobile, printre primele elemente la care oţelul este înlocuit cu materiale compozite sunt arborii de transmisie longitudinali, deoarece obţinerea transmisiilor de putere din materiale compozite determină: - rezistenţa la torsiune dublă în comparaţie cu cele obţinute din oţeluri uzuale la aceleaşi dimensiuni; - rigiditatea poate să depăşească de 2,5 ori pe cea a oţelurilor şi aliajelor de aluminiu; - rezistenţă la oboseală şi la coroziune, capacitate de amortizare internă. Utilizarea materialelor compozite la transmisiile longitudinale determină proprietăţi de amortizare bune, ce atenuează astfel vibraţiile produse de motor. De asemenea, transmiterea redusă a zgomotelor face să poată fi evitată propagarea acestora de la roţi şi punte la caroserie. Greutatea scăzută a arborelui cardanic şi rigiditatea sporită permit funcţionarea la turaţii mari. Un model experimental de arbore cardanic a fost proiectat şi executat din răşini armate cu fibre de carbon pentru a înlocui pe cel de oţel, al unui Ford Cortina. Arborele iniţial cântărea 10,2 kg, iar cel din materiale compozite numai 4,5 kg, din care 3,3 kg erau mufele metalice de legătură de la capete. Înlocuirea cu un material similar şi a articulaţiei cardanice a redus greutatea cu încă 1,3 kg. În afara reducerii greutăţii, materialele compozite reduc şi nivelul de zgomot din habitaclu.


193

Costul total al transmisiei longitudinale din materiale compozite este comparabil cu al celui metalic. Chiar dacă preţul materialului compozit este mai mare, capacitatea sa de absorbţie a vibraţiilor şi de izolare a zgomotelor elimină

necesitatea utilizării unor dispozitive şi montaje costisitoare care se folosesc pentru arborii cardanici metalici.

Fig.5.12. Arbori cardanici din materiale compozite

In figura 5.12 sunt prezentate soluţii de asamblare a arborilor cardanici din materiale compozite cu piesele metalice de legătură. În tabelul 5.1 sunt prezentate utilizări ale arborilor transmisiei longitudinale din materiale compozite şi principalele caracteristici tehnico-economice ale utilizărilor.

Tabelul 5.1 Arborii transmisiilor longitudinale din materiale compozite

Utilizări Caracteristici

Autoturisme sport 4x4

Autoturisme tot-teren

Autoutilitare uşoare

Turaţia maximă [rot/min] 8.000 6200 5000 Momentul transmis [Nm] 1800 1600 4000

Lungimea tronsonului compozit [mm]

2100

1650

2250

Natura compozitului Răsină epoxi + fibră carbon

Răsină epoxi + fibre sticlă şi carbon

Răsină epoxi + fibre sticlă şi carbon

Reducerea de greutate [%] 55% 50% 55%

5.3.3. Suporţi intermediari In cazul distanţelor mari între punţi, utilizarea arborilor cardanici de

lungime mare (peste 1,8...2 m), este neraţională atât din punct de vedere tehnologic cât mai ales din punct de vedere funcţional, fiind susceptibili la funcţionarea în regim de rezonanţă la turaţii scăzute. In acest caz arborele cardanic se divizează în două obţinându-se transmisia longitudinală tricardanică cu un suport intermediar. La transmisiile longitudinale ale autoturismelor se secţionează şi din motive de îmbunătăţire a indicilor de maniabilitate şi de utilizare optimă a spaţiului interior.

Principalul rol al suportului intermediar este de reazem al arborelui cardanic. Din punct de vedere al cerinţelor, suportul intermediar trebuie să permită


194

compensări unghiulare axiale şi radiale ale arborilor; de asemenea, trebuie să amortizeze şi să izoleze vibraţiile care iau naştere în transmisia longitudinală. Suporturile intermediare utilizate în transmisia longitudinală a autoturismelor sunt elastice. În figura 5.13 se prezintă tipuri constructive de suporturi elastice care se compun în principiu, dintr-un rulment radial cu bile pe un singur rând, montat în carcasa suportului prin intermediul unui element elastic, care prezintă proprietăţi bune de amortizare şi permite compensări unghiulare.

Fig. 5.13. Tipuri de suporturi intermediare

La soluţia din figură 5.13,a, rulmentul cu bile 1 de tip închis, fixat pe arborele longitudinal 4, este montat presat în carcasa 2, prin intermediul inelului de cauciuc 3. În figura 5.13,b se prezintă un suport intermediar având inelul de cauciuc 1 de dimensiuni mai mari şi prevăzut cu goluri pentru mărirea elasticităţii. Suporturile intermediare sunt prevăzute cu două discuri protectoare din tablă 5 şi 5’, contra impurităţilor şi apei, întrucât ele se găsesc sub caroseria automobilului.

5.4. Elemente de calculul transmisiei longitudinale Calculul transmisiei longitudinale cuprinde determinarea momentului de

calcul şi calculul de rezistenţă al arborilor şi articulaţiilor cardanice. a. Determinarea momentului de calcul. Pentru transmisiile longitudinale

dispuse după cutia de viteze, momentul de calcul Mc se determină în funcţie de momentul maxim al motorului Mmax şi de raportul de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze cu relaţia:

Mc=Mmax .icv1 (5.11) În cazul automobilelor 4x4, când distribuţia momentului la arborii

secundari ai cutiei de distribuţie nu este cunoscută, momentul de calcul se determină în funcţie de aderenţa roţilor motoare cu relaţia :


195

o

dmc i

rZM

⋅ϕ⋅= , (5.12)

unde: Zm este reacţiunea normală dinamică la puntea motoare; ϕ - coeficientul de aderenţă (pentru calcule ϕ = 0,7. . .0,8); rd - raza dinamică a roţii motoare; io - raportul de trausmitere al transmisiei principale.

b. Calculul arborilor cardanici. Arborele cardanic se predimensionează din condiţia de rezistenţă la solicitarea de torsiune sub acţiunea momentului de calcul determinat mai inainte, urmând ca valoarea finală să fie obtinută după verificarea unghiului de torsiune şi a turaţiei critice de funcţionare.

Predimensionarea arborelui. Eforturile unitare de torsiune se verifică, în secţiunile unde modulul de rezistenţă polar (Wt) este minim, cu relaţiile:

- pentru arborele cardanic cu secţiune plină:

33 2016

D,M

DM

WM cc

t

c

⋅≅

⋅π

⋅==τ , (5.13)

- pentru arborele cardanic cu secţiune tubulară:

( )44

16dD

MDWM c

t

c

−⋅π

⋅⋅==τ , (5.14)

unde D este diametrul exterior al arborelui; d - diametrul interior al arborelui (pentru secţiunea tubulară).

Verificarea rigidităţii se face pentru solicitarea de răsucire, unghiul de torsiune (răsucire), exprimat în grade, fiind dat de relaţia :

π⋅

⋅⋅⋅

=°θ180

IGLMc

p

cd (5.15)

unde cd este un coeficient dinamic (cd = 2...3); Mc - momentul de calcul determinat dc relaţia (5.11) sau (5.12); L - lungimea arborelui cardanic; G - modulul de

elasticitate transversal; Ip - momentul de inerţie polar al arborelui (32

4DI pπ

=

pentru arbori cu secţiune plină şi ( )32

44 dDI p−π

= pentru arbori tubulari).

Deformaţia de răsucire maximă se admite în limitele θmax = 7. . .8°. Verificarea turaţiei critice. În timpul funcţionării transmisiei longitudinale,

datorită neuniformităţii materialului în lungul arborelui şi inexactităţii de montaj, în arborii cardanici apar forţe centrifuge de valori însemnate. Forţele centrifuge astfel generate produc deformaţii de încovoiere, care, prin deformarea elastică a arborelui, sporesc raza forţei centrifuge. Dacă frecvenţa oscilaţiilor de încovoiere determinate de forţa centrifugă se suprapune peste frecvenţa proprie de oscilaţie a arborelui, atunci, la rezonanţă, când teoretic amplitudinea tinde către infinit, se poate produce distrugerea transmisiei longitudinale.

Verificarea arborelui cardanic la turaţia critică de funcţionare (adică determinarea numărului maxim de rotaţii pe care arborele îl suportă fără să apară


196

fenomenul de rezonanţă al vibraţiilor de încovoiere) apare necesară, deoarece la autoturismele moderne turaţia de funcţionare este mai mare.

Considerând centrul de greutate al arborelui deplasat faţă de axa de rotaţie cu mărimea e, în timpul rotaţiei lui cu viteza unghiulară ω, apare forţa centrifugă Fc, care provoacă o încovoiere f a arborelui. În acest caz forţa centrifugă este :

( ) 2ω⋅+ fec ⋅= mF , (5.16) unde m este masa arborelui cardanic.

Forţa centrifugă dată de relaţia (5.16) este echilibrată de forţa elastică Fe a arborelui, dată de relaţia :

3L

IEf p

e cF⋅

⋅⋅= , (5.17)

unde c este un coeficient ce depinde de tipul arborelui: pentru arborele cardanic ce se poate deplasa liber în reazem (sprijinit în capete numai pe suprafeţele de

centrare ale crucilor cardanice), 5

384=c ; dacă arborele nu se poate deplasa în

reazem, c = 384; E - modulul de elasticitate; Ip- momentul de inerţie polar al arborelui; L - lungimea arborelui.

Din condiţia de echilibru, dată de egalitatea relaţiilor (5.16) şi (5.17), se obţine pentru săgeata arborelui expresia :

2

3

2

ω⋅−⋅

⋅

⋅⋅=

mL

IEc

vemfp

(5.18)

Din relaţia (5.18) se observă că, dacă numitorul tinde la zero, săgeata f creşte rapid, producându-se ruperea arborelui.

Viteza unghiulară a arborelui, corespunzătoare funcţionării în regim de rezonanţă, este :

3Lm

IEc pcr

⋅

⋅⋅=ω [rad/sec], (5.19)

iar turaţia critică:

3

3030Lm

IEcn p

crcr⋅

⋅⋅⋅

π=ω⋅

π= [rot/min] (5.20)

Pentru arborii din oţel, considerând E = 2,1·l0 6 daN/cm şi masa specifică ρ = 7,8 kg/dm se obţine :

2

3

cL

dD,ncr ⋅+

⋅= 2

226102251 [rot/min], (5.21)

unde D este diametrul exterior al arborelui ; d - diametrul interior. Dacă în relaţia (5.21) se înlocuieşte valoarea lui c, pentru cele două cazuri

considerate, se obţine : -turaţia critică a arborilor ce se pot deplasa liber în reazem:


197

2

2271021

LdD,ncr

+⋅= pentru arborii tubulari şi 2

71021LD,ncr ⋅= pentru arborii

cu secţiune plină (d = 0) ; -turaţia critică a arborilor ficşi în reazeme :

2

22710752

LdD,ncr

+⋅= pentru arborii tubulari şi 2

710752LD,ncr ⋅= pentru

arborii cu secţiune plină (d == 0).

La alegerea arborelui cardanic se recomandă ca 0221 ,...,nn

max

cr = , unde nmax

este turaţia maximă a arborelui cardanic, corespunzătoare vitezei maxime de deplasare a automobilului. Limita inferioară se admite în cazul arborilor cardanici echilibraţi dinamic foarte precis.

c. Calculul articulaţiei cardanice. Dimensiunile articulaţiei cardanice sunt determinate de lungimea şi de diametrele fusurilor crucii cardanice.

Schema de calcul a crucii cardanice este prezentată în figura 5.14. Crucea cardanică se calculează la încovoiere, forfecare şi strivire sub acţiunea forţei F. Forţa F care acţionează asupra fiecărui braţ al crucii este dată de relaţia :

RM

F c

⋅=

2, (5.22)

unde Mc este momentul de calcul al transmisiei longitudinale dat de relaţia (5.11) sau (5.12); R - raza medie la care acţionează forţa F. Efortul unitar de încovoiere în secţiunea A-A se calculează cu relaţia:

31

1

102

d,

LhF

WM

i

ii ⋅

−⋅

==σ (5.23)

Efortul unitar de forfecare în secţiunea A-A este :

21

4dF '

f ⋅π⋅

=τ , (5.24)

unde:

−⋅

=

22 hR

MF c' (5.25)

Efortul unitar de strivire este :

LdF

str ⋅=σ

Fig. 5.14. Schema de calcul a

crucii cardanice

(5.26)


198

Furca articulaţiei cardanice se calculează la încovoiere şi torsiune în secţiunea N-N după schema din figura 5.15. Momentul încovoietor în secţiunea N-N este :

Mi=F.c, (5.26) unde F este forţa ce solicită braţul furcii la încovoiere şi este dată de relaţia (5.22).

Fig. 5.15. Schema de calcul a furcii cardanice

Efortul unitar de încovoiere în secţiunea N-N este :

ii

i

WcF ⋅

=i WM

=σ , (5.26)

unde Wi este modulul de rezistenţă la încovoiere;

(6

2hbi

⋅=W - pentru secţiune dreptunghiulară;

10

2hbWi⋅

= - pentru secţiunea eliptică).

Torsiunea braţului furcii se produce sub acţiunea momentului de torsiune aFM t ⋅= (5.27)

Efortul efectiv unitar de torsiune, în secţiunea N-N, se determină cu relaţia :

tt

t

WaF

WM ⋅

==τ (5.28)

Modulul de rezistenţă la torsiune pentru secţiune dreptunghiulară se calculează cu relaţia :W unde α este un coeficient care depinde de

raportul

,hbt ⋅⋅α= 2

bh al secţiunii (tabelul 5.2)

Tabelul 5.2

Valorile coeficientului α în funcţie de raportul bh

h/b 1 1,2 1,5 1,75 2 2,5 3 4 5 6 8 10 α 0,208 0,231 0,239 0,239 0,246 0,258 0,282 0,291 0,291 0,299 0,307 0,312

Pentru secţiunea eliptică, modulul de rezistenţă la torsiune se calculează cu

relaţia:

hb2,ohb16

W 22t ⋅≈

π= (5.29)

6

MECANISMELE DE PUTERE ALE PUNŢII MOTOARE

6.1. Generalităţi

Roţile automobilului, în funcţie de natura, sensul şi mărimea forţelor şi momentelor care acţionează asupra lor, pot fi: -roţi motoare (antrenate): sunt roţile care rulează sub acţiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului; -roţi libere (conduse): sunt roţile care rulează sub acţiunea unei forţe de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului; -roţi frânate: sunt roţile care rulează sub acţiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roţilor (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).

Pentru autoturisme, prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicând numărul roţilor, iar cea de-a doua, pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punţi sunt cu roţi motoare. Punţile motoare, faţă de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcţie de modul de organizare a tracţiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roţile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări şi anume:

-adaptare geometrică determinată de poziţia relativă dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc roţile motoare;

-adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roţile motoare ale punţii.


Pentru a-şi îndeplinii funcţiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferenţialul şi transmisiile la roţile motoare.

In procesul autopropulsării, din interacţiunea roţilor motoare cu calea, iau naştere forţe şi momente de reacţiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forţe şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forţelor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor după direcţii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punţii, numit mecanismul de ghidare a roţilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul punţii, cinematica roţii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punţi rigide, punţile la care prin oscilaţia unei roţi faţă de caroserie poziţia relativă dintre roţi rămâne nemodificată (punţi cu oscilaţia dependentă a roţilor), şi punţi articulate, punţile la care oscilaţia unei roţi faţă de caroserie determină modificarea poziţiei relative dintre roţile punţii (punţi cu roţi independente).

Legătura în punte dintre mecanismele fluxului de putere şi mecanismul de ghidare se face prin butucul roţii.

6.2.Transmisia principală Transmisia principală cuprinde toate mecanismele din punte care

realizează o demultiplicare a turaţei motorului. Rolul transmisiei principale este de a mări momentul motor primit de la transmisia longitudinală sau de la arborele primar al cutiei de viteze şi de a-l transmite, prin intermediul diferenţialului şi arborilor planetari, la roţile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 faţă de axa longitudinală a automobilului. Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regulă constant, numit raportul de transmitere al punţii motoare (notat io), reprezintă adaptarea cinematică necesară impusă de conlucrarea motor-transmisie. Pentru a realiza această funcţie, prin construcţie transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesară a raportului de transmitere este cuprinsă în intervalul de valori 3...5, transmisia principală este constituită dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple. Adaptarea geometrică a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direcţionarea lui de la axa în jurul căreia se roteşte arborele cotit al motorului la axa transversală a automobilului, în jurul căreia se rotesc roţile motoare. Această funcţie se realizează în transmisia principală prin tipul angrenajului utilizat şi anume angrenaje cu axe ortogonale în cazul dispunerii longitudinale a motorului şi angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversală a motorului.

Mecanismele de putere ale punţii motoare

201

6.2.1. Construcţia transmisiei principale

La automobilele la care motorul este dispus longitudinal, pentru constructia transmisiei principale se utilizează angrenaje de tipul cu roţi dinţate conice sau hipoide, iar la automobilele cu motorul dispus transversal, angrenaje cu roţi dinţate cilindrice.

In figura 6.1 este reprezentată schema cinematică de organizare a unei transmisii principale simple cu roţi dinţate conice.

Elementul conducător al angrenajului este pinionul de atac 2, iar elementul condus este roata dintată 3, cu care se află permanent în angrenare. Fluxul de putere este primit de pinion prin arborele 1 şi flanşa 9 de la transmisia longitudinală în cazul organizării clasice a transmisiei, sau direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, în celelalte moduri de organizare a transmisiei. Roata condusă 3, numită şi coroana diferenţialului, este solidarizată prin şuruburile 6 de carcasa diferenţialului 7, căruia îi transmite fluxul de putere, de unde, divizat acesta este transmis mai departe prin arborii 8 spre roţile motoare. Intreg ansamblul este montat, prin lagăre cu rulmenţi în carterul 4, numit carterul punţii motoare.

In afara realizării condiţiilor de adaptare cinematică şi geometrică a fluxului de putere, pentru asigurarea caliţăţilor funcţionale, în transmisia principală se prevăd o serie de soluţii constructive privind tipul danturii, rigiditatea construcţiei, copoziţionarea relativă a roţilor.

Fig. 6.1.Organiztransmisiei princ

dinţat

Dintre tipurile de danturi ale roţilor conice, geneangrenajele conice cu dantură curbă. Dantura curbă, faţă ddanturi, asigură:

-la rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarori mai mici (numărul minim de dinţi ai pinionului poate fi rminimum 13 cât este la celelalte două tipuri); -creşterea gradului de acoperire, ceea ce se traducliniştită şi durabilitate sporită;

area cinematică a ipale simple cu roti e conice

mpensarea uzurilor şi

ralizare au primit-o e celelalte tipuri de

it de până la de două edus la 7…9, faţă de

e în funcţionare mai


-diminuarea sensibilităţii la deplasări relative ale roţilor, ca urmare a deformaţiilor elastice ale ansamblului în timpul funcţionarii, prin posibilitatea eliminări concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple; Dintre transmisiile principale cu dantură curbă, cea mai largă răspândire o au cele cu dantură în arc de cerc, cunoscută sub numele de dantură Gleason, aceasta bucurându-se şi de avantajul prelucrării danturii pe maşini-unelte de mare precizie. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantură în arc de cerc îl constituie prezenţa unor eforturi axiale mari, care îşi schimbă sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Având în vedere că această situaţie este de scurtă durată, atât sensul cât şi valoarea forţelor axiale sunt acceptabile.

Angrenajele conice sunt foarte sensibile în ceea ce priveşte condiţiile de montaj, în sensul asigurării angrenării corecte. In cazul când vârfurile conurilor celor două roţi nu coincid, diferenţa fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentrări de forţe pe muchiile dinţilor, cresc brusc tensiunile de contact şi solicitările de încovoiere, cresc zgomotul, încălzirea , uzura acestora şi se măreşte considerabil probabilitatea distrugerii angrenajului. Chiar şi în cazul unei fabricaţii şi montaj corecte, calitatea angrenării poate fi compromisă ca urmare a deformării pieselor transmisiei şi uzării rulmenţilor.

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformaţiilor admise sunt date în figura 6.2. Asigurarea rigidităţii necesare este determinată de modul de

montare în carterul punţii a pinionului de atac, de tipul rulmenţilor utilizaţi şi de unele măsuri constructive.

Pentru pinionului de atac se utilizează două soluţii de rezemare şi anume între reazeme şi în consolă. Cu toate că, în cazul utilizării unui montaj între reazeme, rigiditatea transmisiei principale creşte de peste 30 de ori decât la montajul în consolă la autoturisme, determinat de construcţia carterului punţii motoare, se utilizează rezemarea în consolă. In figura 6.3 sunt prezentate soluţii de montare a pinionului de atac. Pentru a se micşora deformaţiile axiale, se utilizează rulmenţi cu

role conice cu unghi cât mai mare de deschidere a conului. Pentru mărirea lungimii efective a lagărului şi pentru sporirea rigidităţii radiale a pionului, rulmenţi se montează în ”0” (fig.6.3,a). In acelaşi scop sunt indicaţi rulmenţii radiali cu două rânduri de bile, sau rulmenţi radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radială(fig.6.3, b).

Fig.6.2. Deformaţii admise angrenajului conic

In toate cazurile, deformaţiile axiale pot fi reduse printr-o strângere preliminară pe direcţia axială a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Această strângere conduce la anularea jocurilor axiale din lagăre şi la apariţia unor deformaţii elastice ale rulmenţilor. Valoarea strângerii iniţiale se acceptă în limitele 0,005…0,07 mm şi se apreciază prin mărirea momentului necesar înşurubării


203

piuliţelor de reglare (1,5…2,0 Nm la pinionul montat în consolă). Valoarea definitivă a prestrângerii se stabileşte în urma încercărilor experimentale pe prototipuri. Odată cu creşterea prestrângerii se micşorează posibilitatea de perturbare a angrenării roţilor conice şi se îmbunătăţesc condiţiile de funcţionare a rulmenţilor, deoarece se asigură o distribuţie mai uniformă a sarcinilor pe bile sau role şi se reduc solicitările dinamice provocate de schimbarea mărimii şi sensului forţelor din angrenajul conic. Mărirea strângerii peste o valoare optimă, recomandată de constructor, conduce la o sporire a uzurii lagărelor.

a) b)

Fig.6.3. Soluţii de montare a pinionului de atac

Pentru realizarea prestrângerii (fig.6.3,a) se utilizează piuliţele 1 (cu sisteme de asigurare a poziţiei) de pe arborii pinioanelor de atac. Şaibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmenţilor servesc la reglarea jocului acestora. La construcţiile recente de autoturisme s-a renunţat la soluţia de mai înainte, înlocuindu-se şaibele de reglaj cu o bucşă deformabilă montată între cei doi rulmenţi, sau între rulmentul dinspre flanşa pinionului şi un umăr al acestuia. In figura 6.4 sunt prezentate soluţiile de pretensionare cu bucşă elastică (1), utilizate de câteva firme constructoare de autoturisme de teren.

a) b) c)

Fig.6.4. Soluţii de pretensionare a lagărelor pinionului de atac: a-- Lada Niva; b-Suzuki Vitara; c-Ford, Mercedes, ARO


Avantajul acestei soluţii constă în aceea că pretensionarea rulmenţilor se asigură de la primul montaj, făcând posibilă automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea iniţială este menţinută constantă timp îndelungat.

Montarea coroanei dinţate a angrenajului conic în carterul punţii, prin intermediul carcasei diferenţialului, se face în cele mai frecvente cazuri prin rulmenţi cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmenţii sunt montaţi în “X” (fig. 6.5).

Asigurarea unui montaj bun şi a unei funcţionări corecte a angrenajului conic se obţin prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele roţi sunt prevăzute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La soluţia din figura 6.3,a rulmenţii sunt montaţi în carterul transmisiei principale prin intermediul carcasei 3, fixată cu şuruburile 4. Intre flanşa carcasei

3 şi carterul transmisiei principale se dispune, după nevoie, un număr de şaibe calibrate 5 pentru reglarea poziţiei axiale a pinionului. La soluţia din figura 6.3,b, poziţionarea axială a pinionului se face prin deplasarea manşonului 6 cu ajutorul şurubului 7. Poziţionarea axială a coroanei din figura 6.4 se face prin deşurubarea, în funcţie de sensul deplasării, a uneia dintre piuliţele 1 sau 2 şi înşurubarea celeilalte.

Fig. 6.5. Montarea coroanei dinţate a transmisiei principale.

Angrenarea corectă se verifică frecvent prin metoda petei de contact dintre flancurile dinţilor în angrenare. Pentru aceasta dinţii pinionului de atac se acoperă cu un strat subţire de vopsea, apoi se învârteşte transmisia principală în ambele sensuri. In funcţie de mărimea şi poziţia petei lăsate pe dinţii coroanei se apreciază calitatea angrenării. In tabelul 6.1 sunt date principalele poziţii ale petei de contact şi modul de înlăturare a defecţiunii. Angrenarea se consideră corectă dacă pata lăsata pe coroană este de minimum 60% din lungimea dintelui şi spre vârful conului.

După verificarea calităţii angrenării, se măsoară jocul lateral dintre dinţi, care nu trebuie să depăşească anumite limite, date în funcţie de modulul danturii (tabelul 6.2). Determinarea mărimii jocului se poate face prin măsurarea grosimii unei plăcuţe de plumb după ce în prealabil a fost introdusă între danturile roţilor aflate în angrenare.

In vederea realizării unei înalte portanţe şi a funcţionării silenţioase, la angrenajele conice, se aplică finisarea prin procedeul lepuirii. Lepuirea constă dintr-un rodaj cu un amestec de ulei cu carbură de siliciu sau corindon, în anumite condiţii de mişcare relativă a roţilor. Ideea de bază la asigurarea mişcărilor pe maşinile de lepuit este de a menţine şi îmbunătăţi contactul localizat la danturare, ceea ce înseamnă că în timpul procesului de lepuire contactul se deplasează pe tot flancul, asigurând o superfinisare uniformă pe toată lungimea dinţilor. Lepuirea


205

corectează calitatea suprafeţelor conjugate ale dinţilor şi, corespunzător unei îndepărtări reduse de material, pata de contact a angrenajului.

Tabelul 6.1 Verificarea angrenării roţilor dinţate conice prin determinarea suprafeţei de

contact cu ajutorul vopselei Poziţia petei de contact pe roata

condusă

Mers înainte Mers înapoi

Metoda de înlăturare a defecţiunii

Sensul deplasării coroanei şi pinionului

Pata de vopsea la mijlocul înălţimii dintelui, deplasată spre vârful conului

Angrenare corectă a roţilor dinţate

Pata de vopsea spre baza conului

Se apropie coroana de pinion. Dacă prin aceasta se obţine un joc lateral intre dinţi prea mic, se îndepărteazăpinionul

Pata de vopsea spre vârful conului

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

Pata de vopsea la vârful dintelui

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

Pata de vopsea la baza dintelui

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


Tabelul 6.2

Jocul între flancurile dinţilor în cazul angrenajelor conice Modulul [mm] 4 6 9 12 25

Jocul între flancurile dinţilor în planul normal, [mm]

0,1…0,15

0,15…0,20

0,20…0,30

0,30…0,40

0,50…0,75

In figura 6.6 este prezentată construcţia a două transmisii principale simple cu angrenaje de roţi dinţate conice. Construcţia din figura 6.6,a, pentru un autoturism cu punte rigidă, are pinionul de atac 1 montat în consolă prin rulmenţii 2 direct în carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului şi poziţionarea axială a acestuia faţă de coroana 16 se realizează prin şaibele 8, piesele fiind strânse de piuliţa 5 prin flanşa 6. Prin flanşa 6, transmisia principală primeşte fluxul de putere al motorului de la transmisia longitudinală. Etanşarea lagărului este asigurată de deflectoarele 7 şi 9 şi de inelul 4. Coroana dinţată 16 se fixează prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferenţialului. Ansamblul de rulmenţi 11 este fixat de carter prin intermediul semilagărelor 13. Reglarea coroanei se face cu ajutorul piuliţelor 10, asigurate în poziţia reglată de siguranţele basculante 12. Construcţia din figura 6.6,b, asemănătoare construcţiei de mai înainte, este destinată unui autoturism cu punte cu roţi independente, când transmisia principală împreună cu diferenţialul sunt dispuse pe masa suspendată a automobilului.

Din categoria angrenajelor conice cu dantură curbă fac parte şi angrenajele hipoide (angrenajele hipoide cu axe geometrice încrucişate, dispuse în planuri diferite). In raport cu alte tipuri de angrenaje, angrenajele hipoide prezintă o serie de avantaje: - au capacitate mare de transmitere a efortului, datorită atât formei dinţilor, cât şi configuraţiei geometrice a ansamblului, care permite construcţia unor lagăre rigide; - metodele de prelucrare existente permit obţinerea unui contact liniar între dinţi, respectiv posibilitatea controlului lungimii petei de contact, ceea ce aduce un plus de creştere a capacităţii portante; - datorită alunecării între dinţi (în lungul dintelui), angrenajele hipoide funcţionează mai liniştit decât angrenajele conice cu dinţi curbi; - tehnologia de execuţie a roţilor hipoide este, în principiu, aceeaşi ca cea a roţilor conice cu dantură curbă, prelucrarea făcând-se pe aceleaşi utilaje. La folosirea angrenajelor hipoide trebuie să se ţină seama de faptul că prezenţa alunecării între dinţi, mult mai mare ca la angrenajele conice, creează tendinţa spre o uzură mai pronunţată de abraziune, decât la oboseală. Pentru aceasta sunt necesare măsuri suplimentare legate de calitatea suprafeţelor dinţilor, care în acest caz trebuie să aibă duritate mai mare, iar pentru ungere să se utilizeze uleiuri corespunzătoare unor presiuni de contact mari şi viteze de alunecare sporite. La angrenajele hipoide, figura 6.7, axa pinionului se poate găsi sub axa coroanei –deplasarea axei pinionului fiind în sensul spirei coroanei (deplasare hipoidă pozitivă, (fig.6.7,a), sau deasupra axei pinionului – deplasarea axei


207

a)

b)

Fi

g.6.

6.Ti

puri

con

stru

ctiv

e de

tran

smis

ii pr

inci

pale

cu

angr

enaj

e d

e roţi

dinţ

ate

coni

ce


pinionului fiind în contrasensul spirei coroanei (deplasare hipoidă negativă - fig.6.7,c). In figura 6.7, b este prezentat angrenajul conic echivalent.

a) b) c)

Fig.6.7. Angrenaje hipoide: a-deplasare hipoidă pozitivă; b-angrenaj conic echivalent; c-deplasare hipoidă negativă

In legătură cu poziţia reciprocă pinion-coroană se precizează că la

deplasarea hipoidă pozitivă (+E), pasul frontal al pinionului va fi mai mare decât pasul frontal al coroanei, iar la deplasarea hipoidă negativă (-E), pasul va fi mai mic. Corespunzător acestor două situaţii, diametrul pinionului va rezulta mai mare sau mai mic decât al pinionului conic de referinţă (echivalent). Din motive de creştere a capacităţii portante a angrenajului pentru automobile, angrenajul hipoid se foloseşte în toate cazurile în forma în care deplasarea aduce o mărire a diametrului pinionului.

Construcţia unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentată în figura 6.8.

Fig.6.8. Construcţia transmisiei principale cu angrenaj hipoid

La automobilele organizate după soluţia “totul spate”, sau “totul faţă”, cu motorul dispus longitudinal, transmisia principală şi cutia de viteze sunt organizate într-un carter comun (fig. 6.9), cu dispunerea transmisiei principale şi a


209

diferenţialului între carterul ambreiajului şi cutia de viteze. La transmisia principală, compusă din pinionul 2 şi coroana 3 a diferenţialului, pinionul de atac 2, având dimensiuni constructive apropiate de cele ale arborelui secundar 1 al cutiei de viteze, se execută corp comun cu acesta, în capătul arborelui.

Fig.6.9. Construcţia transmisiei principale la autoturismele

de tipul “totul faţa” cu dispunerea longitudinală a motorului

Când motorul este dispus transversal, transmisia principală este organizată sub forma unui angrenaj de roţi cilindrice 1 şi 2 cu axe fixe (fig.6.10). Pentru sporirea rigidităţii arborilor cutiei de viteze şi pentru deplasarea carterului punţii motoare spre axa longitudinală a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se execută corp comun cu arborele secundar, în capătul din consolă al arborelui secundar. Coroana cilindrică 2 a diferenţialului, împreună cu diferenţialul, sunt dispuse în carterul punţii, plasat în zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determină forţe axiale mult mai mici faţă de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagărele diferenţialului, se utilizează de regulă rulmenţi radiali axiali cu bile.

Fig.6.10. Construcţia transmisiei principale pentru dispunerea transversală a motorului


La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru descărcarea rulmenţilor arborelui secundar de forţele axiale din angrenajele cu dinţi înclinaţi ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adoptă pentru sensul înclinării dinţilor pinionului acelaşi sens ca pentru roţile dinţate din cutia de viteze.

6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare şi verificare a angrenajelor de roţi dinţate, de dimensionare şi verificare a arborilor şi a rulmenţilor. a. Determinarea momentului de calcul. Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se consideră momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relaţia relaţia:

`iMM cvMc η⋅⋅= 1 , (6.1) în care: icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă; este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

'η

Pentru automobile cu mai mult de o punte motoare, când distribuţia momentului motor nu este precizată, momentul de calcul se determină prin reducerea la transmisia principală a momentului capabil la roţi prin aderenţă cu ajutorul relaţiei:

``i

rZM dmax

c η⋅⋅ϕ⋅

=0

, (6.2)

unde: Z este reacţiunea dinamică normală la puntea calculată; ϕmax =0,7…0,8- coeficientul de aderenţă; rd- raza dinamică a roţii motoare; i0-raportul de transmitere al transmisiei principale; - randamentul transmisiei de la roţile motoare la angrenajul transmisiei principale calculate.

''η

b. Indicaţii privind calculul de rezistenţă şi dimensionare al angrenajelor de roţi dinţate conice. Variaţia înălţimii dinţilor roţilor dinţate conice determină o rigiditate variabilă în lungul dinţilor şi, de aici, o distribuţie neuniformă a sarcinii. Experienţa a confirmat că în calculele de rezistenţă se obţin rezultate satisfăcătoare dacă se consideră rezistenţa roţii conice egală cu rezistenţa unei roţi cilindrice având următoarele caracteristici: diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roţii conice în secţiunea medie a dintelui; modulul corespunzător modulului roţii conice în aceeaşi secţiune; profilul dinţilor corespunzător profilului dinţilor roţii echivalente. Roata echivalentă se obţine prin desfăşurarea conului mediu pe un plan. Numărul de dinţi al roţilor echivalente ale angrenajului conic se determină cu relaţiile;

m

ech coscoszz

β⋅δ= 3

1

11 ;

mech coscos

zzβ⋅δ

= 32

22 (6.3)


211

în care: z1este numărul de dinţi ai pinionului de atac; z2- numărul de dinţi ai coroanei; δ1 şi δ2 –unghiul conului de divizare al pinionului, respectiv al coroanei (tab. 6.3); βm-unghiul mediu de înclinare al dinţilor. Roţile de înlocuire fiind elemente imaginare de calcul, se lucrează pentru numerele de dinţi ai roţilor echivalente cu numerele fracţionare rezultate din calcul. Pe baza acestor considerente, prin analogie cu relaţiile de calcul stabilite pentru roţile dinţate cilindrice (v. cap.4-cutii de viteze), se poate efectua calculul de dimensionare şi verificare la uzură al roţilor dinţate conice. La angrenajele conice se standardizează modulul frontal (mf), între modulul frontal şi modulul normal mediu determinat din asimilarea angrenajului conic cu unul cilindric existând relaţia :

1

1

zsinb

cosm

mm

nmedf

δ⋅+

β= , (6.4)

în care b este lăţimea de lucru a danturii. Pentru lăţimea de lucru a danturii se recomandă b=(6…8).mmed. Parametrii geometrici pentru angrenajele conice cu dinţi drepţi sau curbi, utilizând notaţiile din figura 6.11, sunt prezentaţi în tabelul 6.4. Determinarea dimensiunilor conform acestui tabel presupuneiniţiale stabilite din condiţii cinematice şi constructive, după

Fig.6.11. Paramangrenajelor de r

dinti drep

-numărul de dinţi al pinionului şi al coroanei -modulul frontal la diametrul mare -unghiul de înclinare al spirei dintelui pe cercul med -unghiul de angrenare în sectiune normală c. Indicaţii privind calculul de rezistenţă angrenajelor hipoide. La angrenajele hipoide, pentru aceeade divizare a coroanei, există un număr mare de variante aProiectantul trebuie să determine grupul de angrenaje constructivă (z1, z2, Dd2 şi E), iar în final să aleagă acel ancurbură a dinţilor corespunde posibilităţilor de reglaj alexistent la maşina de danturat şi unei valori a unghiului ∆cinematică şi axa geometrică a danturii), corespunzătoare posibil de realizat, bineînţeles cu respectarea unghiurilor meβmed2, spre a menţine forţele ce acţionează în lagăre în jurul vdin lagărele arborelui secundar datorate angrenajelor de rotreptele cutiei de viteze. In aceste condiţii dimensionaresolicită un volum mare de calcule, datorită necesităţii de a un număr mare de angrenaje, din care se alege unul corespun

etrii geometrici ai oţi dinţate conice cu ţi sau curbi
cunoaşterea unor date cum urmează:
z1 şi z2; mf;

iu βm; αn.

şi dimensionare al şi valoare a razei medii le angrenajului hipoid. care satisfac condiţia grenaj la care raza de e unui cap portcuţite α (unghiul dintre axa sculelor existente sau

dii de înclinare βmed1 şi alorilor forţelor axiale ţi dinţate ce formează a roţilor componente

se calcula prin tatonări zător.


Tabelul 6.3 Calculul parametrilor angrenajelor conice cu dinţi drepţi şi curbi Denumirea Notaţii şi relaţii de calcul

parametrului Roata conducătoare (pinion) Roata condusă(coroană) Numărul de dinţi z1( se adoptă z1min ≥ 5) z2=z1

.i Unghiul de angrenare în secţiune

normală α=200

Lăţimea danturii b Unghiul de înclinare al dintelui

în secţiunea medie a danturii βm-pentru roţile cu dinţi drepţi şi “zerol”βm=0

pentru celelalte βm=35…40 o

Coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontal

fon=1 (STAS 6844-80); fof= foncosβ

Coeficientul jocului de referinţă la fund, normal şi frontal

ωon=0,2 (STAS 6844-80); ωof= ωoncosβ

Unghiul conului de divizare

2

11 z

zarctg=δ 12 90 δ−=δ o

Numărul de dinţi al roţii echivalente

mech coscos

zzβ⋅δ

= 31

11

mech coscos

zzβ⋅δ

= 32

22

Deplasarea specifică în secţiune frontală

ξf1=ξf2

Lungimea generatoarei conului de divizare 150

222

12

2

1

1 +=δ

=δ

= izm,sin

zmsin

zmL f

ff

Adâncimea de lucru a a dinţilor he=2fof mf Jocul la fund c=ωof

.mf Înălţimea dintelui h1=h2=h=he+c Înălţimea capului a1=mf(fof+ξf) a2=he-a1

Înălţimea piciorului b1=h-a1 b2=h-a2 Diametrul de divizare Dd1=z1mf Dd2=z2mf

Unghiul piciorului dintelui Lbarctg 1

1 =γ Lbarctg 2

2 =γ

Unghiul conului exterior δe1=δ1+γ2 δe2=δ2+γ1 Unghiul conului interior δi1=δ1-γ2 δi2=δ2-γ2

Diametrul de vârf De1=Dd1+2a1cosδ1 De2=Dd2+2a2cosδ2 Distanţa de la vârful conului

până la dantură 111

11 2

δ−δ

= sinatgDH d 221

21

22 2

δ−δ

= sinatgDH d

Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

τ+

βα

ξ+π

=m

nff cosf

tgmS 221

S2=πmf-S1

Pentru aceasta, calculul se desfăşoară iterativ, după metode specifice

dezvoltate în organe de maşini. In aceste condiţii, pentru predimensionarea transmisiilor principale simple cu angrenaje hipoide se prezintă o metodă simplificată de calcul, în care calculul de rezistenţă al danturi hipoide se poate face după indicaţiile de la angrenajele conice.


213

Fig.

6.1

2. P

aram

etrii

geo

met

rici

ai a

ngre

naje

lor h

ipoi

de


Deplasarea hipoidă E se determină în funcţie de diametrul de divizare

exterior al coroanei (roţii conduse a angrenajului) cu relaţia: E 0,25≤ .Dd2 (6.5)

Dacă Mc este momentul de calcul exprimat în Nm, diametrul de divizare Dd2 se apreciază orientativ cu relaţia: 3

2 310270 cd M),,(D ⋅−= (6.6) Lăţimea B a coroanei se determină cu relaţia:

( ) 22 3116601250 GD,...,B e ≤⋅= (6.7)

în care G2 este lungimea maximă a generatoarei conului de divizare al roţii conduse. Valorile inferioare se aleg pentru coroane cu diametre mari, iar cele superioare pentru coroane cu diametre mici.

La angrenajele hipoide, în afara calculului indicat mai înainte, se face verificarea la încărcarea specifică pe 1 cm de lăţime a coroanei cu relaţia:

2

2DbM

K c

⋅⋅

= (6.8)

Dacă Mc s-a calculat cu relaţia (6.1), încărcarea specifică admisibilă nu trebuie să depăşească 1150 MPa iar dacă Mc s-a calculat cu relaţia (6.2), încărcarea specifică admisibilă are valorile de 600-750 MPa.

Parametrii geometrici pentru angrenajele hipoide, utilizând notaţiile din figura 6.12, sunt prezentaţi în tabelul 6.4.

Tabelul 6.4 Calculul parametrilor geometrici ai angrenajelor hipoide cu dinţi în arc

de cerc şi cu înălţime variabilă Denumirea parametrului Notaţii Relaţii de calcul

Numărul de dinţi ai pinionului (z1) fa2

Coeficientul înălţimii capului dintelui roţii conduse

fa2

6 7 8

9…20

0,110 0,113 0,150 0,170

Modulul normal mediu mnmed

1

1

1

2

12m

medm

medn cos

zD

cosz

Dm

medβ⋅=β⋅=

Jocul radial j j=0,125hl+0,1 hl- înălţimea de lucru a dintelui

Înălţimea totală a dintelui h h=hl+j Înălţimea piciorului b b1=a2+j

b2=fa2mnmd Înălţimea capului a a1=hl-b=(1,9-fa2)mnmed

a2=(2,137-fa2 )mnmed


215

Tabelul 6.4 (continuare) Denumirea parametrului Notaţii Relaţii de calcul

Unghiul capului dintelui,

[rad]

γe2

-pentru z1 9≥ 222

22

2m

ae cossin

zf

βδ=γ

-pentru z1 8≤ 222

22

61m

ae cossin

zf,

βδ=γ

Unghiul piciorului dintelui, [rad]

γi2

-pentru z1 9≥ 222

22

2mi cossin

zb

βδ=γ

-pentru z1 8≤ 222

22

61mi cossin

zb,

βδ=γ

Unghiul conului de divizare al pinionului

δ1 sin δ1=cos δ2 cos ε

Unghiul dintre proiecţia normalei şi axa coroanei

ϕ ϕ+

=ϕcosRR

Etgmedmed 12

Valoarea aproximativă a unghiului dintre proiecţia normalei şi axa coroanei

'ϕ 122 medmed

'

RtgREtg

+δ=ϕ

Unghiul dintre proiecţia normalei şi axa pinionului

ε sin ε=tg ϕ tg δ2

Lungimea medie a generatoarei conului de divizare

Gmed

1

11 δ

=sinRG med

med 2

22 δ

=sinRmed

medG

Diferenţa dintre unghiurile spiralei coroanei şi pinionului

µ cos µ=tgδ1 tg δ2

Unghiul dintelui pinionului

βmed2

µ

−=β

sink

Ktg med

1

1

Unghiul conului de divizare

δ2

δ⋅=δ Kzz

dEctgc 2

12

6 dc –diametrul capului

portcuţite

Unghiul dintelui coroanei

βmed2 µ

−µ=β

sink

costg med

1

2

Lungimea maximă a generatoarei conului de divizare

G2

G2=Gmed2+B/2

Lungimea minimă a generatoarei conului de divizare

Gm2 Gm2=Gmed2 – B/2

Diametrul exterior al pinionului

De1

δ+δ+= 111

111 2

2 cosasinBRD mede

Diametrul coroanei De2 ( )22222 2 δ+δ= cosbsinGDe Distanţa de la planul mediu al roţii conduse la axa pinionului

I2 I2=Rmed1cos ϕ

Distanţa de la planul mediu al pinionului la axa coroanei

I1 I1= Rmed1cos ε


d. Indicaţii privind calculul de dimensionare şi verificare a arborilor şi

lagărelor. Calculul arborilor transmisiilor principale cuprinde: determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacţiunilor, calculul momentului de torsiune şi încovoiere, determinarea diametrului şi verificarea la rigiditate.

Pentru calculul forţelor transmise la arbori de către roţile în angrenare se consideră forţa normală de angrenare Fn care acţionează la mijlocul dinţilor (fig. 6.13) cu cele trei componente: tangenţială Ft, radială Fr, şi axială Fa.

Forţa normală şi componentele ei după cele trei direcţii se calculează cu relaţiile din tabelul 6.5. La danturi conice drepte, componenta radială Fr acţionează spre axa roţii, iar cea axială Fa , dinspre vârful conului de divizare spre roată. La danturi conice înclinate sau curbe, funcţie de anumiţi parametri geometrici, componentele Fr şi Fa pot avea şi sensuri negative (tabelul 6.5).

Pentru deplasarea înainte a automobilului cu înclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de încărcare a arborilor pentru determinarea

ttr

r

C

Vrcp

tcpv

Fig.6.13. Forţele din angrenajul conic

reacţiunilor din lagăre este prezentată în abelul 6.10. Pentru calculul reacţiunilor din 1agărele de montare în carterul ransmisiei principale se utilizează relaţii analoage celor stabilite la calculul eacţiunilor din lagărele arborilor cutiilor de viteze.

Pentru calculul reacţiunilor axiale care acţionează asupra rulmenţilor cu ole conice se folosesc, funcţie de tipul montajului utilizat, relaţiile din tabelul 6.6.

oeficienţii y, funcţie de limita raportului RV

Fe a

⋅= , au valorile y=0 pentru

eR

Fa < , şi y=0,4.ctg α, pentru eVRFa > , unde: Fa este forţa axială din arbore; R -

ezultanta geometrică a reacţiunilor Z şi Y (tabelul 6.7); α - unghiul nominal de ontact (unghiul dintre direcţia de acţionare a sarcinii pe bile şi un plan erpendicular pe axa rulmentului).

Pentru verificarea rigidităţii transmisiei principale, pe baza schemelor din abelul 6.6, se procedează ca la arborii din cutiile de viteze. Săgeţile obţinute se ompară cu limitele recomandate (v. fig. 6.2). Având reacţiunile din lagăre, se oate face calculul pentru alegerea rulmenţilor după metoda prezentată la cutia de iteze.


217

Tabelul 6.5

Relaţii pentru calculul forţelor din angrenajele ortogonale de roţi dinţate Roata conducătoare (pinion)

1

12

dm

ct D

MF = ; ( )111 δβ±δα

β= cossinsintg

cosF

F mnm

ta ;

( )111 δβ±δαβ

= sinsincostgcos

FF mn

m

tr ;

nmdm

c

nm

tn coscosD

Mcoscos

FF

αβ=

αβ=

1

12

Sensul de: Semnul folosit în relaţie pentru Schema înclinare a dinţilor rotire a roţii Forţa axială Forţa radială

dreapta

sens orar (dreapta)

+

-

dreapta

sens antiorar (stânga)

+

-

stânga

sens orar (dreapta)

-

+

stânga


+

-

Roata condusă (coroana)

2

22

dm

ct D

MF = ; ( )222 δβ±δα

β= cossinsintg

cosF

F mnm

ta ;

( )222 δβ±δαβ

= sinsincostgcos

FF mn

m

tr ;

nmdm

c

nm

tn coscosD

Mcoscos

FF

αβ=

αβ=

2

22

stânga


-

+

stânga

sens orar (dreapta)

+

-

dreapta


+

-

dreapta

sens orar (dreapta)

-

+


Tabelul 6.6 Schema pentru calculul reacţiunilor din lagărele transmisiei principale

Schema angrenajului

Schema de încărcare Pentru determinarea

reacţiunilor din lagăre

Observaţii

Reacţiunile axiale din rulmenţii conici (XA,, XB,,

XC, XD) se calculează după indicaţiile din tabelul 5.8

6.3. Diferenţialul

6.3.1.Necesitatea diferenţialului ca mecanism al punţii motoare Diferenţialul este un mecanism, inclus în puntea motoare, care divizează

fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principală în două ramuri, transmise fiecare câte unei roţi motoare, oferind totodată roţilor punţii posibilitatea, ca în funcţie de condiţiile autopropulsării, să se rotească cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiţii de autopropulsare care impun roţilor să se rotească cu viteze unghiulare diferite sunt următoarele:

- deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioară curbei are de parcurs un spaţiu mai mic decât roata exterioară curbei;

- deplasarea rectilinie pe căi netede, când roţile punţii au de parcurs spaţii egale iar automobilul, din diverse cauze, are roţile punţii cu raze inegale; diferenţa dintre raze poate fi datorată presiunii inegale din pneuri, repartizării încărcăturii asimetric faţa de axa longitudinală a automobilului, pneurilor la cele două roţi de simbol diferit, sau grad diferit de uzură;

- deplasarea rectilinie pe căi cu denivelări când, datorită distribuţiei aleatoare a denivelărilor sub formă de gropi şi ridicături, roţile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.

In condiţiile de mai înainte, în lipsa diferenţialului, în mecanismele punţii apar încărcări suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.


219

Tabelul 6.7 Relaţiile de calcul pentru forţele axiale care acţionează asupra

rulmenţilor cu role conice Tipul angrenajului Condiţii de încărcare Sarcini axiale

B

B

A

A

YR

YR

≥

Fa ≥ 0

A

AA Y

R,X 50=

XB=Fa+XA

Montaj în “O”

B

B

A

A

YR

YR

<

−≥

A

A

B

Ba Y

RYR,F 50

A

AA Y

R,X 50=

XB=Fa+XA

Montaj în “X”

B

B

A

A

YR

YR

<

−<

A

A

B

Ba Y

RYR,F 50

XA=XB-Fa

B

BB Y

R,X 50=

Montaj în “O”

B

B

A

A

YR

YR

≤

Fa ≥ 0

XA=Fa+XB

B

BB Y

R,X 50=

B

B

A

A

YR

YR

>

−≥

B

B

A

Aa Y

RYR,F 50

XA=XB+Fa

B

BB Y

R,X 50=

Montaj în “X”

B

B

A

A

YR

YR

>

−<

B

B

A

Aa Y

RYR,F 50

A

AA Y

R,X 50=

XB=XA-Fa


pretraiintecorefede

în cpun

coerr

undlibevirarela

Fig.6.14. Modelul plan al punţii in viraj

Pentru a evidenţia funcţionarea diferenţialului în figura 6.14,a este zentată o punte motoare care, după parcurgerea unui segment rectiliniu al ectoriei, intră pe o porţiune curbă cu raza de virare R . Pentru ca roata rioară 2 şi exterioară 1, având vitezele unghiulare de rotaţie egale, ω, espunzătoare segmentului rectiliniu şi raze de rulare ro egale înainte de viraj, să ctueze în viraj o rostogolire simplă, fără alunecare, trebuie să-şi modifice razele rulare, pe baza elasticităţii pneului, în proporţia dată de relaţia:

2

22

1

2

1

BR

BR

vv

rr

r

r

−

+== (6.9)

are: rr1 şi rr2 sunt razele de rulare în viraj ale roţilor 1 şi 2; B - ecartamentul ţii; v1 şi v2 –vitezele periferice ale roţilor punţii.

Dacă se admite modificarea razei de rulare funcţie de forţa la roată FR şi ficientul de elasticitate tangenţială al pneului K, liniară de forma:

Ro Fkr ⋅−= , razele de rulare ale roţilor în viraj vor fi:

111 Ror Fkrr ⋅−= ; 212 Ror Fkrr ⋅−= , (6.10) e: ro1, şi ro2 sunt razele de rulare corespunzătoare forţelor tangenţiale la roţile re (roţi conduse). Prin înlocuirea relaţiilor (6.10) în relaţia cinematică a jului (relaţia 6.9), se obţin între forţele la roata 1, (FR1), şi la roata 2, (FR2), ţiile:

−

+−

+=

22

221 BRK

BrBR

BRFF o

RR ;

+

−+

−=

22

212 BRK

BrBR

BRFF o

RR (6.11)


221

Condiţia dinamică de autopropulsare pe traiectorie este determinată de bilanţul de tracţiune prin relaţia:

FR1+ FR2=ΣR, (6.12) unde ΣR este suma rezistenţelor la înaintare.

Prin rezolvarea sistemului de ecuaţii (6.11) şi (6.12), se obţin, pentru forţele la roţile 1 şi 2 relaţiile:

−

+Σ−

=

22

21 BRK

BrR

R

BRF o

R ;

+

−Σ+

=

22

22 BRK

BrR

R

BRF c

R (6.13)

In relaţiile (6.13), dacă

+

<Σ

2BRK

BrR o , atunci < 0, iar roata

interioară 2 se comportă ca o roată frânată. Puterea corespunzătoare acestei forţe, numită putere suplimentară sau putere parazită, P

2RF

R2=FR2.v2 (unde v2=rr2

.ω este viteza de translaţie a centrului roţii interioare virajului), de sens opus puterii pentru autopropulsare, se suprapune peste fluxul de putere al motorului, încărcând suplimentar roata exterioară virajului (fig.6.14,b).

Diferenţialul este un mecanism de tipul mecanismelor planetare diferenţiale (cu mobilitatea M=2), la care numai axa centrală este bază. Construcţia diferenţialului este caracterizată de existenţa forţelor de frecare între elementele sale aflate în contact, astfel că prin aceste forţe se realizează legătura la bază a elementelor mecanismului şi diferenţialul se blochează (M=0). La blocarea diferenţialului, când el se roteşte în jurul axei centrale ca un tot unitar, roţile punţii se rotesc cu viteze unghiulare egale.

Când momentul corespunzător puterii suplimentare (“puterii parazite”), este mai mare decât momentul forţelor de frecare dintre elementele diferenţialului, care reprezintă legătura de blocare a diferenţialului, atunci prin desfacerea legăturii, diferenţialul va intra în funcţiune ca mecanism planetar monomobil (M=1) şi va permite roţilor punţii să se rotească cu viteze unghiulare diferite în sensul măririi vitezei unghiulare de rotaţie a roţii exterioare virajului şi micşorând-o pe cea a roţii interioare virajului. Se deduce că mărimea ce comandă funcţionarea diferenţialului este fluxul de putere ce încarcă suplimentar puntea în condiţiile în care se impun viteze unghiulare diferite la roţile motoare.

In lipsa diferenţialului, apariţia “puterii parazite” la roţile punţii determină: sporirea solicitărilor din mecanismele punţii, creşterea pierderilor mecanice prin creşterea puterii transmise, sporirea consumului de combustibil şi a uzurii anvelopelor, reducerea manevrabilităţii şi stabilităţii automobilului. Din analiza relaţiei (6.13) se observă că apariţia “puterii parazite” este favorizată de: deplasarea pe căi cu rezistenţă mică la înaintare; pneuri de diametru mare şi rigide (K mic); viraje cu raze de curbură mică.


6.3.2.Cinematica şi dinamica diferenţialului

a. Cinematica diferenţialului. Diferenţialul utilizat la automobile este, în general, cu roţi dinţate conice. Elementele unui astfel de diferenţial (fig. 6.15) sunt: pinioanele planetare 2 şi 6, fixe pe arborii 7 ai transmisiilor la roţile motoare, sateliţii 5, aflaţi permanent în angrenare cu roţile planetare 2 şi 6, braţul portsatelit (axul) 4 şi carcasa 3 a diferenţialului. Elementul conducător al mecanismului este braţul portsateliat 4, care primeşte fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.

Pentru a stabili legăturile cinematice dintre elementele diferenţialului se aplică metoda opririi imaginare a elementului conducător (metoda Willis). Metoda constă în a imprima braţului portsatelit o mişcare egală cu mişcarea lui reală, dar de sens opus, când mecanismul planetar devine mecanism cu axe fixe. Mecanismele obţinute unul din altul prin metoda descrisă, datorită invariaţiei mişcărilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.

Fig. 6.15. Schema cinematică a diferentialului

Dacă ω1 şi ω7 erau viteze unghiulare ale arborilor 1 şi 7 ai mecanismului înainte de oprirea imaginară şi ω3 viteza unghiulară a elementului conducător 3, după oprire (prin rotirea imaginară cu - ω3 în jurul axei centrale OO’ a mecanismului), vitezele unghiulare ale arborilor vor deveni ω1-ω3, respectiv ω7-ω3. Pentru mecanismul cu axe fixe asociat, raportul de transmitere de la arborele 1 la arborele 7 este:

ttanconsRR

==ω−ωω−ω

−=−2

6

37

3171i (6.14)

unde R6 şi R2 sunt razele de rostogolire ale roţilor planetare 6 şi 2. Relaţia (6.14) poate fi scrisă şi sub forma:

( ) 01 7177131 =⋅ω++⋅ω−ω −− ii (6.15) Pentru diferenţiale simetrice (R6=R2), relaţia (6.14) va deveni:

02 731 =ω+ω⋅−ω (6.16) Vitezele unghiulare cu care sateliţii se vor roti în jurul axelor sunt date de

relaţia:

ωs=5

6

5

6715 22 R

RRR

⋅ω∆

=⋅ω−ω

=ω , (6.17)

unde ∆ω= 71 ω−ω este diferenţa dintre vitezele unghiulare ale roţilor punţii. Din relaţiile (6.16) şi (6.17), în funcţie de condiţiile de deplasare ale

automobilului, se desprind următoarele stări cinematice de funcţionare ale diferenţialului:


223

• deplasare rectilinie pe căi netede: în acest caz, în ipoteza roţilor egale, când roţile au de parcurs spaţii egale, se obţine că ω1=ω7, rezultă din relaţia (6.17) ωs=0, ceea ce înseamnă că diferenţialul nu funcţionează, roţile punţii comportând-se ca în cazul unei legături directe între ele printr-un arbore rigid.

• deplasare în viraj sau rectiliniu pe căi cu denivelări: parcurgerea de către roţi a unor spaţii inegale se obţine când ω1 ≠ ω7. Pentru ω7 >ω1, vitezele unghiulare ale roţilor planetare sunt:

236

5537

ω∆+ω=⋅ω+ω=ω

RR >

232

5531

ω∆−ω=⋅ω−ω=

RR

ω , (6.18)

iar pentru ω1 >ω7, vitezele unghiulare ale roţilor planetare sunt:

232

5531

ω∆+ω=⋅ω+ω=ω

RR >

236

5537

ω∆−ω=⋅ω−ω=ω

RR , (6.19)

astfel încât, cu cât se măreşte viteza unghiulară a roţii planetare în avans, cu atât se reduce viteza unghiulară a roţii întârziate. Pentru un automobil, cu ecartamentul punţii motoare B, care se deplasează cu viteza va pe o traiectorie curbă cu raza de virare R, din condiţia cinematică de virare se obţine:

RB

rv

r

a ⋅=ω∆ , (6.20)

unde rr este raza medie de rulare a roţilor punţii. Se deduce de aici (relaţia 6.20), că diferenţa vitezelor unghiulare ale

roţilor este direct proporţională cu creşterea vitezei automobilului şi a ecartamentului punţii şi invers proporţională cu creşterea dimensiunilor radiale ale roţii şi razei de virare.

• oprirea bruscă a elementului conducător al puntii motoare: la o asemenea oprire, care determină blocarea carcasei diferenţialului (ω3=0), se obţine

, adică roţile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. Această situaţie de funcţionare a diferenţialului este deosebit de periculoasă dacă apare în timpul deplasării cu viteze mari, deoarece automobilul, pivotând în jurul punţii din spate, îşi pierde stabilitatea. Pentru preîntâmpinarea unei astfel de situaţii, toate dispozitivele de frânare ale automobilului sunt plasate, faţă de circuitul fluxului puterii de autopropulsare, în aval de diferenţial.

71 ω−=ω

•deplasarea pe căi cu aderenţă scăzută: aderenţa scăzută a căii poate determina ca, la o anumită valoare a forţei la roată, una dintre roţi să începă să patineze. Fenomenul patinării roţii este echivalent cu reducerea vitezei de translaţie a centrului roţii, roata tinzând să ramână în urma celeilalte roţi. Această tendinţă este compensată de diferenţial, care, intrând în funcţiune, reduce turaţia roţii în avans şi o sporeşte pe cea a roţii încetinite. Compensarea reducerii vitezei de translaţie se poate face până când ∆ω atinge valoarea maximă (∆ω)max=2ω3.. La această valoare a diferenţei vitezelor unghiulare ale roţilor, conform relaţiei (6.18) sau (6.19), funcţie de roata la care a apărut tendinţa de patinare, vitezele unghiulare de rotaţie ale roţilor devin:

ω1=2ω3 şi ω7=0, când roata antrenată de arborele 1 tinde să patineze;


ω7=2ω3 şi ω1=0, când roata antrenată de arborele 7 tinde să patineze. Această situaţie, echivalentă fizic opririi roţii aflate în stare de aderenţă şi

transmiterii întregului flux de putere către roata care patinează, determină pierderea capacităţii de autopropulsare a automobilului. Preîntâmpinarea situaţiei se face prin impiedicarea diferenţialului de a funcţiona, lucru posibil de realizat prin blocarea diferenţialului, cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferenţialului, prin generarea unor forţe mari de frecare.

b.Dinamica diferenţialului. Dacă momentul de torsiune al carcasei (M3), se transmite prin axa portsatelit 4 fără pierderi (cauzate de frecare) satelitului 5 (fig. 6.15), din condiţia de echilibru dinamic al satelitului, acesta este împărţit în părţi egale roţilor planetare 2 şi 6, adică: .

23

2M

M = şi 2

36

MM = (6.21)

Când ω1 7ω≠ , datorită vitezelor relative dintre elementele diferenţialului, apar forţe de frecare, care, reduse la arborii planetari 1 şi 7, vor da un moment de frecare Mf cu sens opus tendinţei de modificare a vitezei unghiulare.

Bilanţul de putere al diferentialului este:

2

71337711

ω−ω⋅−ω⋅=ω⋅+ω⋅ fMMMM (6.22)

Ţinând seama de relaţia (6.16), se deduce relaţia 2

713

ω+ω=ω , astfel că

din relaţia (6.22) se transformă pentru ω1>ω7, în:

022

377

311 =

+−⋅ω+

−−⋅ω ff MM

MMM

M (6.23)

Deoarece vitezele unghiulare de rotaţie ale roţilor punţii, ω1 şi ω2, nu sunt nule, rezultă că relaţia (6.23) este adevărată când:

23

1fMM

M−

= ; 2

37

fMMM

+= (6.24)

Când ω1 <ω7, procedând similar, se obţin momentele:

23

1fMM

M+

= ; 2

371

fMMM

−= (6.25)

Din relaţiile (6.24) şi (6.25) se observă că momentele ce revin celor doi arbori planetari nu sunt egale, diferenţa dintre momente fiind cu atât mai mare, cu cât momentul corespunzător frecării interne din diferenţial este mai mare.

Raportul supraunitar al celor două momente, notat cu λ, se numeşte coeficient de blocare al diferenţialului. Pentru cazul în care ω1>ω7,

2

23

3

1

7

f

f

MM

MM

MM

−

+

==λ (6.26)


225

Din relaţia (6.26) se obţin, pentru momentele transmise arborilor planetari, expresiile:

- pentru arborele întârziat: ;MMλ+

λ=

131 (6.27)

- pentru arborele în avans: .MMλ+

λ=

137

Din relaţiile (6.27) se abservă că arborele planetar al roţii întârziate este cu atât mai încărcat faţă de arbarele planetar al roţii în avans, cu cât coeficientul de blocare λ, deci momentul de frecare Mf, este mai mare.

Pentru ca diferenţialul cu puterea de frecare 2

21 ω−ω⋅= ff MP să-şi

îndeplinească rolul său cinematic, trebuie ca puterea suplimentară (“puterea parazită”), să fie mai mare decât Pf. La diferenţiale cu frecare interioară mărită (λ mare), în cazul deplasării pe căi bune, când fluxul posibil de “putere parazită” este mare, întotdeauna se realizează condiţii de funcţionare cinematică a diferenţialului. La deplasarea pe căi cu rezistenţe mari şi cu aderenţă scăzută, când “puterea parazită” este mică, aceste diferenţiale nu vor funcţiona, puntea comportându-se ca o punte fără diferenţial. In acest fel se evită situaţia patinării totale a uneia dintre roţi şi blocarea celeilalte.

6.3.3. Construcţia diferenţialului In construcţia diferenţialelor se disting mai multe soluţii, grupate astfel: • după caracteristicile cinematice se deosebesc diferenţiale simetrice şi

diferentiale asimetrice; • după caracteristicile dinamice, exprimate prin mărimea frecării interne,

diferenţialele pot fi: diferenţiale simple, diferenţiale blocabile şi diferenţiale autoblocabile;

In afara utilizării diferenţialului ca mecanism al punţii motoare, în construcţia de automobile diferenţialul se foloseşte şi ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4x4 (cap.7).

Deoarece diferenţialele asimetrice şi cele blocabile şi autoblocabile sunt specifice autoturismelor de tipul 4x4, prezentarea acestora este făcută în cap.7.

In figura 6. 16 se prezintă soluţii constructive de diferenţiale cu roţi dinţate conice. Carcasa 4 a diferenţialului (fig.6.16,a), solidară de coroana dinţată 2 a transmisiei principale, se roteşte datorită mişcării primite de la transmisia principală. In carcasă sunt dispuşi sateliţii 3 şi 6 care angrenează în permanenţă cu 2 roţi planetare, fiecare comună cu câte unul din arborii planetari 1 şi 5. Fixarea sateliţilor în carcasă se face prin bolţul 7. Pentru a asigura o centrare bună şi o angrenare corectă a sateliţilor cu roţile planetare, la construcţia din fig.6.16, b suprafaţa frontală a sateliţilor este sferică.

Constructiv, funcţie de tipul şi de destinatia automobilului, sateliţii sunt în număr de 2 sau de 4, montaţi echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor


planetare. Acest montaj asigură anularea sarcinilor radiale în pinioane şi reducerea dimensiunile roţilor dinţate prin mărirea numărului de dinţi aflaţi simultan în angrenare. Elementele componente ale unui diferenţial cu patru sateliţi sunt prezentate în figura 6.17.

a) b) Fig. 6.16. Construcţia diferenţialului simplu cu roţi dinţate conice

Fig. 6.17. Elementele componente ale diferenţialului cu patru sateliţi

şi cu angrenaje de roţi dinţate conice In figura 6.18 se reprezintă schema cinematică şi construcţia unui

diferenţial simplu cu roţi dinţate cilindrice. Sateliţii cilindrici 3 şi 4, angrenaţi între ei, sunt simultan în angrenare - primul 3 cu roata planetară 1, iar al doilea 4 cu roata planetară 2. Elementul conducător al diferenţialului este carcasa 5, care este antrenată de transmisia principală. Constructiv, aceste diferenţiale sunt realizate cu 4 sau cu 6 sateliţi montaţi pereche.

6.3.4. Elemente de calculul diferenţialului Calculul de rezistenţă al diferenţialelor cuprinde calculul roţilor planetare,

calculul sateliţilor şi al axelor sateliţilor.


227

Fig. 6.18. Organizarea cinematică şi construcţia diferenţialului cu roţi dinţate cilindrice

Pentru calculul organologic este necesar să se stabilească, pe baza fluxului

de putere care circulă prin elementele diferenţialului, momentele de calcul. In figura 6.19 este reprezentată schema fluxului de puteri într-un diferenţial simetric cu roţi dinţate conice, când ω . ''' ω<

Puterile corespunzătoare din diferenţial sunt:

Fig.6.19. Circulaţia puterilor

în diferenţial

P=201

'''

cvM iiM ω+ω⋅⋅⋅ - puterea

transmisă de transmisia principală carcasei diferenţialului (MM este momentul maxim al motorului; icv1 - raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă de viteze; io - raportul de transmitere al transmisiei principale);

P '' =f 2

'''''fM ω−ω - puterea de frecare transmisă de arborele în avans

carcasei diferenţialului;

P ' =f 2

''''fM ω−ω - puterea de frecare transmisă de carcasă arborelui

planetar întârziat; P'= - puterea transmisă de carcasă axelor sateliţilor; '

f''

f PPP −+

'f

'

PP+

2- puterea transmisă arborelui planetar întârziat;

''fPP

−21 - puterea transmisă arborelui planetar în avans.


Pentru diferenţialele cu proprietăţi de blocare simetrice ( ), fluxul de putere care circulă prin angrenajele de roţi dinţate este egal cu fluxul de putere primit de carcasă de la transmisia principală. Deci, momentul de calcul pentru roţile dinţate este:

f'f

''f PPP ==

N

iiMM cvM

cc01 ⋅⋅

= , (6.28)

unde N este numărul sateliţilor. Momentul de calcul pentru îmbinarea roţilor planetare cu arbori planetari şi

pentru arborii planetari este:

λ+

λ⋅⋅⋅=

ω

+=

111 ocvMf

C iiMPP

M , (6.29)

unde λ este coeficientul de blocare al diferenţialului. Calculul de dimensionare şi verificare al angrenajelor conice din diferenţial

se face după metodologia descrisă pentru roţi dinţate conice cu dantură dreaptă. Calculul axului sateliţilor se face sub

acţiunea forţelor ce acţionează asupra sateliţilor (fig. 6.20).

Fig.6.20. Schema de calcul al diferenţialului

Sub acţiunea forţei F=2.Ft (Ft este forţa tangenţială din angrenajul satelit-pinion planetar), axul sateliţilor este solicitat la forfecare şi strivire. Eforturile unitare de forfecare ce iau naştere se calculează cu relaţia:

201

2

44dRN

iiMdF

m

cvMf ⋅π⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅π⋅

=τ (6.30)

în care: Rm este raza medie de divizare a pinionului planetar; d – diametrul axului. Eforturile unitare de strivire dintre axul sateliţilor şi satelit se calculează cu relaţia:

1

01

11 hdRN

iiMhd

F

m

cvMs ⋅⋅⋅

⋅⋅=

⋅=σ (6.31)

Strivirea dintre axul satelitului şi carcasa diferenţialului se verifică cu relaţia:

=⋅

⋅=σ

2

12 hd

RRF m

s21

01

hdRNiiM cvM

⋅⋅⋅⋅⋅

(6.32)

Datorită solicitărilor la care sunt supuse axele sateliţilor, acestea se execută din oţeluri aliate cu conţinut redus de carbon.


229

In vederea ridicării rezistenţei la uzură, uneori axele sateliţilor se arămesc pe toată suprafaţa cu un strat de 0,01 mm, sau se acoperă cu un strat de sulfură de fier.

Pentru evitarea gripării este necesară asigurarea unei ungeri corecte a axelor sateliţilor.

Sub acţiunea forţelor axiale rezultate din angrenarea satelitului cu roţile planetare, suprafaţa de contact dintre satelit şi carcasa diferenţialului este solicitată la strivire. Eforturile unitare de strivire ce apar pe această suprafaţă se determină cu relaţia:

( ) δ⋅α⋅−⋅⋅⋅π⋅⋅⋅

=σ sintgddRN

iiM

m

ocvMs 22

1

13

4 (6.33)

Calculul asamblării cu caneluri dintre roţile planetare şi arborii planetari se face după metodologia prezentată la arborele ambreiajului (cap.3).

6.4. Transmisiile transversale 6.4.1. Tipuri constructive de transmisii transversale Transmisiile transversale sunt unităţi funcţionale independente ce fac

legătura între roţile planetare ale diferenţialului şi butucii roţilor motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite fluxul de putere pentru autopropulsare.

In cazul punţilor motoare spate la care transmisia principală şi diferenţialul sunt montate de partea nesuspendată a maselor automobilului, când poziţia relativă dintre roţile motoare şi diferenţial este invariabilă, se utilizează arbori planetari rigizi.

Când poziţia relativă dintre roţile motoare şi diferenţial este variabilă, se utilizează arbori planetari articulaţi. Structural, arborii planetari au în componenţa lor cuplaje unghiulare (CU), cuplaje axiale (CA) şi cuplaje unghiular-axiale (CUA). Arborii planetari articulaţi (fig.6.21), în funcţie de tipul mecanismului de ghidare al roţilor, pot forma:

Fig.6.21. Transmisii transversale

- transmisie bimobilă (fig. 6.21, a), obţinută dintr-un cuplaj unghiular CU (de obicei homocinetic) ce transmite mişcarea de la arborii 1 şi 2 ale căror axe formează un unghi α, de obicei variabil;

- transmisie tetramobilă (fig. 6. 21, b), obţinută prin înserierea a două cuplaje unghiulare de tipul CU-CU şi care pot asigura compensări unghiulare şi transversale între arborii de legătură, dar nu şi compensare axială;


- transmisie pentamobilă sau transmisie universală, obţinută din înserierea a două cuplaje unghiulare CU-CU cu un cuplaj axial CA, de tipul CU-CA-CU (fig. 6. 21, c), sau din înserierea unui cuplaj unghiular CU cu un cuplaj unghiular axial CUA, de tipul CU-CUA (fig. 6. 21, d), făcând posibile trei translaţii relative (mobilitate axială şi transversală) şi două rotaţii relative (mobilitate unghiulară) între arborii 1 şi 2 aflaţi în rotaţie, a căror poziţie este variabilă.

6.4.2. Cuplaje unghiulare Cuplajele unghiulare ce intră în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori formează cu aceştia o transmisie bimobilă.

a. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate. Cel mai simplu cuplaj unghiular utilizat este cuplajul cardanic. Sincronismul mişcării se obţine prin înserierea a două articulaţii cardanice şi prin respectarea unor condiţii de montare.

Articulaţia bicardanică cu cruce, cunoscută sub numele de cuplaj HOOKE, (fig. 6.22) se obţine prin scurtarea elementului intermediar. Deoarece furcile exterioare 1 şi 2 se pot înclina independent de furca intermediară, nu se asigură sincronismul transmiterii mişcării la unghiuri mari, motiv pentru care sunt fără utilizare actuală. Pentru înlăturarea acestui inconvenient, articulaţiile bicardanice cu cruce se prevăd, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigură o interdependenţă între cele două unghiuri prin menţinerea furcii intermediare în planul bisector al furcilor exterioare.

Fig. 6.22. Cuplaje unghiulare bicardanice fără dispozitiv de centrare

La articulaţia bicardanică din figura 6.23, a, cunoscut sub numele de cuplaj

Spicer, dispozitivul de centrare este o cuplă tetramobilă de tip sferă-cilindru. In cazul articulaţiei bicardanice din figura 6.23, b, cunoscută sub numele de cuplaj bicardanic homocinetic Borg-Warner, centrarea este asigurată de o cuplă tetramobilă superioară. Cuplajele unghiulare de acest tip sunt cvasihomocinetice, decalajul unghiular fiind de până la 7` pentru un unghi de înclinare de 24o. Această particularitate a permis utilizarea lor atâta timp cât vitezele unghiulare şi momentele erau modeste.


231

a) b)

Fig. 6.23. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

Cuplajul Tracta (fig. 6.24) asigură transmiterea sincronă a mişcării de rotaţie între arborii cuplaţi, legătura dintre elementele cuplajului fiind realizată prin cuple de translaţie. Forma şi poziţia cuplelor de translaţie dintre furcile 1 şi 4 ale cuplajului şi elementele intermediare 2 şi 3 (fig. 6.24, a) asigură simetria construcţiei şi deci transmiterea sincronă a mişcării de rotaţie. In figura 6.24, b este reprezentată varianta constructivă a cuplajului Tracta utilizat la automobile.

a) b)

Fig. 6.24. Cuplaj unghiular Tracta

Principalele avantaje ale acestor cuplaje sunt: construcţie simplă şi compactă; nu necesită condiţii deosebite de ungere sau de întreţinere; capacitate portantă mare; permit unghiuri mari între axe (până la 50o). Cuplajul necesită o carcasă sferică, etanşă, fixă pentru păstrarea mediului de ungere şi pentru susţinerea lagărelor arborilor. Se utilizează în special la antrenarea roţilor motoare şi a roţilor de direcţie ale autoturismelor cu capacitate mărită de trecere, destinate să lucreze în condiţii grele.

b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la bază un mecanism spaţial desmodrom simetric format din două elemente, condiţia de simetrie fiind asigurată de cupla de centrare dintre elemente, care, pentru îmbunătăţirea condiţiilor de transmitere a mişcării, este realizată cu elemente intermediare de rulare. Cuplajele unghiulare de acest tip mai des întâlnite în construcţia de automobile sunt cuplajele de tip Weiss şi Rzeppa.


Fig. 6.25. Cuplaj unghiular Weiss

Cuplajul unghiular homocinetic Weiss (fig. 6.25), fabricat de firma

Bendix, de unde şi denumirea Weiss-Bendix, este format din furcile 1 şi 2 ce fac corp comun cu arborele condus şi conducător şi care sunt prevăzute cu canalele A sub forma unor arce de cerc, în care se introduc bilele 3. Bilele, în număr de patru, asigură transmiterea momentului, în fiecare sens, prin jumătate din numărul lor, şi înclinarea relativă dintre arborii conducător şi condus. Bila 4, montată în locaşurile centrale B, serveşte la centrarea celor două furci şi la preluarea forţelor axiale din arbori. Fixarea şi asigurarea bilei 4 în capătul furcii conducătoare se face prin ştifturile 5 şi 6. Etanşarea cuplajului este asigurată de o carcasă sferică complexă ce sporeşte gabaritul radial al acestuia.

Cuplajele Rzeppa (fig. 6.26) asigură transmiterea sincronă a mişcării de rotaţie între arborele conducător 1 şi condus 2 prin intermediul corpurilor de rulare 3, menţinute în acelaşi plan de colivia 4. Poziţionarea coliviei împreună cu bilele în planul bisector se face prin realizarea căilor de rulare ale elementului condus pe sfera de rază r, iar a celui conducător pe sfera de rază R, neconcentrice.

Căile de rulare ale aceluiaşi element pot fi înclinate toate în acelaşi sens, sau în sens opus cele conjugate, sau alternativ în sensuri opuse. Prin înclinarea căilor de rulare în ace1aşi sens se realizează o mai precisă poziţionare a coliviei în planul bisector, dar

forţele axiale, îndreptate toate în acelaşi sens, ating valori mari. In figura 6.27 este reprezentată o variantă răspândită a cuplajului Rzeppa, care are căi de rulare orientate în sensuri opuse.

Fig.6.26. Cuplaj unghiular Rzeppa

Cuplajele Rzeppa sunt utilizate la turaţii de până la 1500 rot/min şi unghiuri de 42…450 între arbori.


233

Fig. 6.27. Cuplaj unghiular Rzeppa cu căi de rulare

orientate în sensuri opuse

6.4.3. Cuplaje unghiular-axiale Cuplajele unghiular-axiale ce intră în compunerea transmisiilor

transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori, formează cu aceştia o transmisie trimobilă.

a. Cuplaje Rzeppa. Pornind de la cuplajul unghiular cu colivie autopoziţionată (v. fig. 6.26 şi 6.27), la care căile de rulare ale elementului condus sunt drepte, iar poziţionarea elementelor de rulare în planul de simetrie se realizează de către colivia ghidată sferic în carcasa exterioară a cuplajului, se obţin cuplaje Rzeppa unghiular-axiale. Varianta tehnică a unui cuplaj unghiular-axial Rzeppa este reprezentată în figura 6.28. Oferta unghiulară este de 22o iar compensarea axială poate ajunge până la 45 mm.

Fig. 6.28. Cuplaj unghiular-axial Rzeppa

Deplasarea relativă axială

la cuplajele Rzeppa poate fi realizată şi prin înserierea unui cuplaj axial cu un cuplaj unghiular. La cuplajul din figura 6.29, deplasarea axială se realizează prin îmbinarea telescopică, cu caneluri, dintre arborele 1 şi corpul sferic 2. Fig.6.29. Cuplaj unghiular Rzeppa cu

deplasare telescopică


b.Cuplaje tripode. La baza cuplajelor tripode simple se găseşte cupla cinematică complexă trimobilă, obţinută prin legarea în paralel a trei cuple pentamobile (fig. 6.30). Denumirea de “tripod”, introdusă de firma Glaenzer Spicer şi acceptată, se referă la forma specială a elementelor cinematice (trei picioare) care permit legarea în paralel a trei cuple cinematice simple. Cuplele pentamobile simple legate în paralel pot fi de tipul cilindru-cilindru (fig. 6.30,a), sau sferă-plan (fig. 6.30,b).

a) b) Fig. 6.30. Cuplaje unghiular-axiale tripode

Se ştie că, în cazul legării în paralel a cuplelor cinematice, mobilitatea

cuplei cinematice complexe rezultate este egală cu suma mobilităţilor comune a tuturor cuplelor componente. In cazul de mai înainte, mobilităţile comune relative sunt ω şi V , deci cuplele cinematice tripode sunt unghiular-axiale. yx , 2121 ω y

21

In figura 6.31 se reprezintă o variantă a cuplajului unghiular-axial tripod cu largă utilizare la autoturismele cu puntea din faţă motoare.

Fig. 6.31. Elementele constructive ale cuplajului unghiular-axial tripod

La acest cuplaj, mişcarea cu alunecare (mai ales în timpul funcţionării ca şi

cuplaj axial) este înlocuită parţial prin mişcarea de rulare a galeţilor sferici 1 în căile de rulare ale elementului 3. Pentru reducerea pierderilor prin frecarea dintre galeţii 1 şi fusurile elementului tripod 2, la unele construcţii se utilizează galeţi sferici, montaţi pe ace, sau role.

Elementul tripod 2 este montat prin caneluri pe arborele 4. Raportul de transmitere i pentru cuplajul tripod cu galeţi sferici este:


235

i=1-3.λ .sin3ϕs, (6.34) având valorile extreme: imax=1+3.λ; imin=1 –3.λ, (6.35) unde λ este un parametru definit de relaţia:

α⋅α+α−

⋅⋅

= tgcoscos

lr

11

2λ , (6.36)

elementele r, l, α, ϕ3 fiind date în figura 6.32 (notaţiile părţilor componente corespund fig. 6.31).

Fig. 6.32. Elementele cinematice ale cuplajului tripod

Din relaţiile 6.34 şi 6.35 rezultă că mecanismul tripod cu galeţi sferici este teoretic nehomocinetic. Decalajul unghiular maxim (ϕ4− ϕ3) şi raportul de transmitere pentru valori uzuale ale unghiului α fac ca, practic, mecanismul să înlocuiască cu succes cuplajele homocinetice.

Datorită mişcării spaţiale a unuia dintre elemente (condus sau conducător), cuplajul tripod nu se foloseşte singur, ci înseriat cu un alt cuplaj unghiular. Pentru ca asincronismul să se reducă şi mai mult, este necesar ca arborele ce se interpune

între aceste cuplaje de lungime l (v. fig. 6.32) să fie cât mai lung.

Fig.6.33. Cuplajul unghiular tripod

Prin limitarea deplasării axiale, cuplajul tripod unghiular-axial devine cuplaj unghiular. Construcţia unui cuplaj unghiular tripod cu galeţi sferici este reprezentată în figura 6.33. Limitarea axială se realizează prin clema 3 (element elastic), care fixează axial elementul tripod 2 de furca condusă l.


6.4.4. Transmisii universale

Transmisia universală este un lanţ cinematic pentamobil, destinat transmiterii f1uxului de putere prin mişcare de rotaţie, între arborii a căror poziţie relativă este variabilă, fiind posibile trei translaţii relative (mobilitate axială şi transversală) şi două rotaţii relative (mobilitate unghiulară).

Transmisiile universale (fig. 6.34) se obţin prin înserierea cuplajelor mobile prezentate mai înainte şi reprezintă arborii planetari ai punţilor motoare la care există mişcare relativă între roţi şi partea centrală a punţii.

Fig. 6.34. Tipuri constructive de transmisii universale


237

Transmisia universală din figura 6.34, a, este realizată prin înserierea a două cuplaje unghiulare de tip cardanic 2 şi 4 (articulaţii cardanice cu cruce) cu un cuplaj axial 3 de tip telescopic. Furca conducătoare a articulaţiei 4 se montează prin şuruburi de o flanşă a pinionului planetar al diferenţialului, iar furca condusă 1 a articulaţiei 2, de butucul roţii.

Transmisia universală Rzeppa (fig. 6.34,b) se obţine prin înserierea cuplajului unghiular-axial 3 (v. fig. 6.30) cu cuplajul unghiular 1 (v. fig. 6.27) prin intermediul arborelui 2.

Transmisia tripodă dublă (fig. 6.34, c) se obţine prin înserierea cuplajului tripod unghiular-axial cu galeţii sferici 1 (v. fig. 6.31) cu un cuplaj unghiular tripod 3 (v. fig. 6.33), legate cu arborele 2.

Transmisia universală din figura 6.34,d rezultă prin înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1 cu un cuplaj unghiular Rzeppa 2.

Transmisia din figura 6.34,e se obţine din înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1(v. fig. 6.31), cu un cuplaj bicardanic centrat 2 (v. fig. 6.23, a - cuplajul Spicer).

Transmisia din figura 6.34,f rezultă din înserierea unui cuplaj unghiular Weiss 1 (fig. 6.25), cu un cuplaj unghiular-axial Rzeppa 2 cu căi de rulare drepte.

7

TRACŢIUNEA INTEGRALĂ

7.1. Influenţa organizării tracţiunii asupra performanţelor

Faţă de soluţia de organizare a transmisiei, 4x2 cu puntea motoare spate

(PMS), 4x2 cu puntea motoare faţă (PMF) şi 4x4, prezintă interes definirea limitelor de oportunitate ale fiecărei soluţii şi a segmentului din industria de autoturisme pentru care fiecare soluţie adoptată reprezintă o posibilitate certă de creştere a performanţelor.

7.1.1. Condiţiile de rulare ale roţilor motoare

Rularea roţilor de automobil este o consecinţă a forţelor şi momentelor care acţionează asupra lor, iar autopropulsarea automobilului este rezultatul interacţiunii dintre roţile motoare cu calea de rulare şi dintre roţi şi automobil.

Transmiterea puterii motorului la roţile motoare prin componentele transmisiei este caracterizată de pierderi datorate frecărilor. Aceste pierderi, apreciate prin randamentul transmisiei (ηtr), fac ca puterea transmisă roţilor motoare să fie: trR PP η⋅= (7.1) Asemănător relaţiei dintre componentele fluxului de putere al motorului, putere, moment şi turaţie, şi pentru fluxul de putere primit de roata motoare poate fi scrisă o relaţie de forma:

RRR MP ω⋅= (7.2.)

unde: MR este momentul la roata de propulsie; 30

RR

n⋅π=ω - viteza

unghiulară a roţii; nR -turaţia roţilor motoare. Din relatia 7.2, ţinând seama de prezentările anterioare, se obţine:

Tracţiunea integrală

239

trRRR MM η⋅ω⋅=ω⋅ sau: ω

ω⋅η⋅= R

trR MM (7.3.)

Cum raportul dintre cele două viteze unghiulare reprezintă raportul de transmitere al transmisiei pentru momentul la roata de propulsie, se defineşte relaţia:

trtrR iMM ⋅η⋅= sau: trcvR iiMM η⋅⋅⋅= 0 (7.4.) unde: M – este momentul motorului; itr - raportul de transmitere al

transmisiei; icv - raportul de transmitere al cutiei de viteze; i0 - raportul de transmiterea al transmisiei principale.

Pentru roata motoare rigidă, (figura 7.1) aflată în rulare pe o cale netedă, nedeformabilă, considerând numai acţiunea momentului de propulsie la roată (MR), în acelaşi sens cu viteza unghiulară a roţii (ωR), ce determină rularea în sensul vitezei v a autovehiculului, din condiţii statice de echilibru rezultă, pentru cuplul de forţe FR, expresia:

rMF R

R = (7.5.)

unde: r – raza roţii motoare rigide. Forţa FR, aplicată tangenţial cu

raza, reprezintă acţiunea momentului la roată asupra roţii motoare şi se numeşte forţa la roată. Pentru roata considerată rigidă, forţa FR aplicată în centrul O al roţii reprezintă acţiunea roţii motoare asupra autovehiculului.

În cazul roţilor reale ale autovehiculului, deformabile, procesul rulării roţilor pe cale este însoţit de deformaţii consumatoare de energie, astfel că acţiunea roţii motoare asupra autovehiculului va fi forţa Ft, mai mică decât forţa FR definită de relaţia (7.5):

Fig.7.1. Acţiunea momentului de

propulsie asupra roţii rigide

Rt FF < (7.6) unde: Ft este forţa de tracţiune a autovehiculului.

Diferenţă FR-Ft, datorată exclusiv rulării roţilor pe cale, reprezintă rezistenţa la rulare Rr. In cazul roţilor motoare ia naştere o forţă de tracţiune:

rR

rRt Rr

MRFF −=−= (7.7.)

Această forţă activă reprezintă acţiunea roţii motoare asupra autovehiculului şi ia naştere ca urmare a transferului energiei mecanice a motorului la roata motoare a automobilului.

In figura 7.2 se prezintă un model mecanic echivalent roţii motoare în regim de mers accelerat.


240

Acţiunea de propulsie a grupului motopropulsor se manifestă asupra roţii prin momentul la roată de propulsie MR. Legătura roţii cu automobilul, prin fuzeta O, este înlocuită cu forţa de greutate GR şi forţa de tracţiune Ft, prima reprezentând partea din greutatea autovehiculului repartizată roţii, iar cea de-a doua, forţa cu care autovehiculul se opune mişcării după definiţia şi sensul axei O x.

Legătura roţii cu calea, prin suprafaţa de contact, s-a înlocuit cu reacţiunea normală ZR şi reacţiunea tangenţială XR, forţe ce reprezintă rezultatele presiunilor normale şi respectiv tangenţiale ce iau naştere în suprafaţa de

contact roată-cale. Reacţiunea tangenţiala XR se numeşte forţă de aderenţă.

Fig. 7.2. Modelul mecanic echivalent al roţii motoare în mişcare accelerată

Rularea roţii pe cale determină, la reducerea componentei ZR în centrul contactului roată cale, momentul Mrul numit momentul rezistenţei la rulare.

Regimul tranzitoriu al roţii ≠ 0

dtdv şi

≠

ω 0dt

d R este considerat prin

forţa de inerţie Fi, cu care roata de masă mR se opune măririi vitezei de translaţie, şi prin momentul Mi cu care roata cu momentul de inerţie JR în raport cu axa sa se opune accelerării rotirii roţilor.

În sistemul de axe xOz, ecuaţiile de echilibru ale roţii motoare sunt:

=⋅−−−=−

=−−⇒

===

∑∑∑

00

0

000

dRruliR

RR

it

o

y

x

rXMMMGX

FFX

MFF

(7.8.)

Din sistemul (7.8), pentru n=const. şi ωR=const., se obţine: ruldRR MrXM +⋅= , relaţie care reprezintă o expresie a momentului aplicat roţii

în funcţie de forţa de aderenţă XR şi momentul rezistenţei la rulare. Deoarece forţa de aderenţă XR este limitată de valoarea ei maximă numită aderenţă: , unde ϕ este coeficientul de aderentă, se obţin:

Rmax ZX ⋅ϕ=

•când XR=Xmax= RZ⋅ϕ ( )frZMrXM dRruldmaxRmax+ϕ⋅⋅=+⋅=

•când XR=0 frZMM dRrulRmin⋅⋅== ,

sau, prin grupare: ( )ϕ+⋅⋅≤≤ϕ⋅⋅ frZMrZ dRRdR (7.9.)

Semnificaţia relaţiei (7.9) este că rularea roţii motoare este posibilă când asupra ei se exercită din partea transmisiei un moment mai mare decât momentul rezistenţei la rulare, de la a cărui valoare este posibilă rostogolirea roţii pe cale, dar cel mult egal cu momentul aderenţei, peste a cărui valoare începe patinarea roţii.


241

7.1.2. Limite de oportunitate în adoptarea tracţiunii integrale la autoturisme

In ceea ce priveşte tendinţa actuală de extindere a tracţiunii integrale la zeci de tipuri de autoturisme de teren sau de oraş, de mare importanţă este definirea limitelor de oportunitate ale soluţiei şi a segmentului din industria de autoturisme pentru care tracţiunea integrală reprezintă o posibilitate certă de creştere a performanţelor.

Schema forţelor ce acţionează asupra unui automobil cu două punţi, care se deplasează rectiliniu, cu viteză variabilă pe o cale cu înclinare longitudinală, este prezentată în figura 7.3,a, în conformitate cu care se pot scrie relaţiile din figura 7.3,b.

( )

( )

+α−⋅α=

+α+⋅α=

α⋅=+α⋅++=+

sinGLbcosGZ

sinGLacosGZ

cosGZZsinGRRXX

aa

aa

a

ada

1

2

21

21

−⋅

+⋅

Lh

RLh

R

Lh

RLh

R

aa

gd

aa

gd

b)

Fig. 7.3. Autopropulsarea automobilului: a-modelul mecanic echivalent al automobilului ; b- condiţii de echilibru

Pe baza modelului din figura 7.3, şi notând: i

ii Z

X=ζ cu i=1,2, între

reacţiunile longitudinale X1 si X2, există sistemul de ecuaţii:

( )

( )

α⋅⋅=ζ

⋅ζ⋅−+⋅−

α⋅⋅=⋅+ζ

⋅ζ⋅+

cosGaXhLXh

cosGbXhXhL

agg

agg

2

221

11

11

(7.10)

cu soluţiile:

( )

( )

α⋅⋅ζ−ζ⋅−

ζ⋅+⋅ζ=

α⋅⋅ζ−ζ⋅−

ζ⋅−⋅ζ=

cosGhL

haX

cosGhL

hbX

ag

g

ag

g

12

222

12

211

(7.11)

Funcţie de modul de organizare a tracţiunii, forţele tangenţiale specifice ζ1,2 au valorile extreme:

ζ=ϕ pentru roţile punţii motoare; ζ=-f pentru roţile punţii nemotoare. unde ϕ este coeficientul de aderenţă, iar f este coeficientul rezistenţei la rulare.


242

a). Autoturisme cu capacitate mărită de trecere. Având în vedere

destinaţia acestor autoturisme, aprecierea organizării generale a tracţiunii se face prin forţa specifică de tracţiune, definită prin raportul dintre suma reacţiunilor longitudinale şi greutatea automobilului. Pentru cele trei moduri posibile de organizare a tracţiunii la autoturismele cu două punţi, în tabelul 7.1 sunt prezentate forţele specifice de tracţiune.

Tabelul 7.1 Forţe specifice de tracţiune

Nr. crt.

Soluţia de organizare a tracţiunii Forţa specifică de tracţiune

1.

Puntea motoare faţa

(4x2 PMF)

( )α⋅ϕ⋅

−ϕ⋅−

⋅−=γ cos

fL

hLh

fLb

g

g

F

1

2.

Puntea motoare spate

(4x2 PMS) ( )

α⋅ϕ⋅−ϕ⋅−

⋅+=γ cos

fL

hL

hf

La

g

g

S

1

3. Tracţiune integrală (4x4) α⋅ϕ=γ cosT In figura 7.4 sunt prezentate relaţiile din tabelul 7.1, pentru α=0, când parametrii centrului de masă a/L, b/L şi hg/L, au valorile limită din tabelul 7.2. Deoarece, în general, raportul ϕ/f=5…50, (tabelul 7.3), în figura 7.4, termenii care cuprind pe f au fost neglijaţi faţa de ceilalţi termeni ai relaţiilor. Din compararea forţelor specifice de tracţiune pentru cele trei moduri de

organizare a tracţiunii rezultă că tracţiunea integrală asigură întotdeauna, la limita aderenţei, calităţi de tracţiune îmbunătăţite celorlalte două soluţii. Din figura 7. 4 se observă că la rularea pe o cale cu coeficient de aderenţă ϕ=0,8, pentru fiecare kg din masa automobilului se pot realiza următoarele forţe de tracţiune:

Fig.7.4. Forţe specifice de tracţiune

-între 3…4 N pentru 4x2 PMF; -între 4,2…5,5 N pentru 4x2 PMS -de 8N pentru 4x4.

Considerând valoarea maximă posibilă la soluţia 4x2 PMF obţinută la ϕ=0,8, rezultă că în varianta 4x2 PMS valoarea se obţine pe o cale cu


243

coeficientul mediu de aderenţă ϕ=0,6, iar în varianta 4x4 pe o cale cu ϕ=0,3…0,4. Observaţia de mai înainte poate fi interpretată astfel: capacitatea dinamică de trecere a variantei 4x4 pe o cale cu coeficientul mic de aderenţă (ϕ=0,3…0,4) este egală cu capacitatea dinamică de trecere a celorlalte două soluţii pe o cale cu coeficientul mediu de aderenţă (ϕ= 0,6…0,8).

Tabelul 7.2 Valori medii pentru parametrii centrului de masă

Parametru Starea a/L b/L hg/L

Gol 0,40…0,50 0,60…0,50 0,150…0,250 Încărcat 0,45…0,55 0,55…0,40 0,160…0,250

Tabelul 7.3.

Valori medii pentru coeficienţii ce caracterizează rularea roţilor Coeficientul de aderentă pentru pneuri de Natura

căii Starea

căii înaltă presiune

joasă presiune

capacitate mare de trecere

Coeficientul de rezistenţă la

rulare Bună

Satisfăcătoare 0,012…0,018

0,018…0,022

Asfalt sau beton Uscată

Umedă Cu mâzgă

0,60…0,80 0,45…0,55 0,25…0,45

0,80…0,90 0,45…0,60 0,25…0,40

0,70…0,80 0,50…0,60 0.25…0,40

Drum de pământ

Uscată După ploaie Desfundată

0,40…0,50 0,20…0,40 0,15…0,25

0,55…0,65 0,30…0,45 0,15…0,25

0,55…0,65 0,40…0,50 0,20…0,30

0,025…0,050 0,050…0,15 0,10…0,25

Drum cu zăpadă

Afânata Bătătorită

0,20…0,30 0,15…0,20

0,20…0,40 0,20…0,25

0,20…0,40 0,30…0,50

0,07…0,10 0,025…0,03

Faptul că prin tracţiunea integrală se pot realiza forţe de tracţiune mai mari

decât în cazul celorlalte soluţii pentru acelaşi coeficient de aderenţă prezintă importanţă deosebită numai în condiţiile de aderenţă scăzută şi rezistenţe specifice mari ale căii (caracteristici ale terenului greu), unde limitarea forţelor de aderenţă face imposibilă materializarea momentelor mari de propulsie. Pentru astfel de cazuri soluţia 4x4 oferă posibilităţi de sporire a performanţelor dinamice de trecere ale autoturismului. In plus, prin posibilităţile de influenţă a limitei de aderenţă în funcţie de modul de organizare a tracţiunii, se realizează menţinerea unei traiectorii stabile pe căi cu aderenţă scăzută. Asigurarea tracţiunii în condiţii de zăpadă, polei, noroi etc. devine fundamentală pentru asigurarea unei conduceri sigure. Roata motoare nu poate transmite, aşa cum s-a arătat mai înainte, forţe infinite, ci limitate prin efectele de aderenţă cu calea. Dacă asupra unei roţi încărcată cu moment de propulsie MR care produce forţa de aderenţă longitudinală X, mai acţionează şi o forţa transversală Fy, -cel mai adesea forţa centrifugă din viraje- atunci, reacţiunea căii asupra roţii va avea şi o


244

componentă de aderenţă transversală Y, numită forţa laterală de ghidare, evident Y=Fy. Rezultanta forţelor de aderenţă X şi Y nu va putea depăşi ca valoare forţa de aderenţă permisă pe cale: RR GZYX ⋅ϕ=⋅ϕ≤+ 22 (7.12) decât cu riscul apariţiei alunecării laterale a roţii. Ţinând seama că la limită relaţia (7.12) devine: (7.13) 2222

RZYX ⋅ϕ=+

rezultă că, oricare ar fi raportul componentelor X şi Y, rezultanta lor nu poate depăşi perimetrul cercului cu raza RG⋅ϕ , numit cercul aderenţei. Se constată cu uşurinţă că limita superioară a forţei de ghidare laterală a roţii depinde de mărimea forţei tangenţiale la roată Ft=X prin relaţia: 222 XZF Rmaxymax −⋅ϕ==Y (7.14) respectiv, la reducerea componentei longitudinale a aderenţei, se sporeşte capacitatea de ghidare laterală a roţii, respectiv se îmbunătăţeşte capacitatea roţii de a se menţine stabilă pe traiectoria comandată de conducere. In figura 7.5 se prezintă deplasarea comparativă, în condiţii dinamice şi de aderenţă identice, a aceluiaşi autoturism, cu greutăţi egal repartizate pe punţi, dar având în primul caz (fig.7.5,a) puntea motoare în faţă iar în al doilea caz (fig.7.5,b) tracţiunea 4x4.

a) b)

Fig. 7.5. Forţe de aderenţă în viraj: a-automobil cu puntea motoare în faţa; b-automobil 4x4


245

Dacă în ambele situaţii, pentru autopropulsare, este necesară o forţă de tracţiune X, sub limita aderenţei automobilului cu puntea motoare în faţă,

, atunci la deplasarea în viraj capacitatea de ghidare laterala a roţilor va fi:

1ZX ⋅ϕ<

• pentru automobilul cu puntea motoare în faţă: 22

12

1 XZY −⋅ϕ= (7.15) •pentru automobilul 4x4:

122

1

222

2 43

2YXYXZY z >⋅+=

−⋅ϕ= (7.16)

La limită, considerând 1ZX ⋅ϕ= se obţin, din relaţia (7.14), Y1=0, iar din

relaţia (7.15), Y2= X, ⋅860X =⋅23 , ceea ce înseamnă că dacă automobilul cu

puntea motoare în faţă va derapa spre exteriorul curbei, automobilul cu tracţiunea integrală va păstra o traiectorie stabilă în viraj, capacitatea de ghidare laterală a roţilor putând ajunge, faţă de momentul derapării în primul caz, la peste 80% din forţa longitudinală de aderenţă.

b.Autoturisme cu capacitate de demarare ridicată. Aprecierea capacităţii de demarare se face cu ajutorul acceleraţiei automobilului, definită din ecuaţia generală de mişcare rectilinie pe cale orizontală cu relaţia :

( arRa

RRFmt

V−−

⋅δ=

1dd ) , (7.17)

unde FR este forţa la roată; Rr - rezistenţa la rulare; Ra - rezistenţa aerului; δ - coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie; ma – masa automobilului. Notând FR-Rr = XR, se obţine valoarea acceleraţiei:

( )a

a

a

a

a

RaR

a mRg

mR

GXgRX

mtV

⋅δ−γ⋅

δ=

⋅δ−⋅

δ=−

⋅δ=

1dd (7.18)

În figura 7.6 sunt reprezentate valorile acceleraţiilor automobilului, definite cu relaţia (7.18) pentru cele trei moduri de organizare a tracţiunii, în funcţie de valoarea coeficientului de aderenţă, când parametrii geometrici ai centrului de masă variază în limitele indicate în tabelul 7.2.

O primă observaţie desprinsă din figura 7.6 constă în faptul că, în funcţie de modul de organizare al tracţiunii, capacitatea maximă de demarare a variantei 4x2 cu PMF pe o cale foarte bună, uscată (ϕ =0,8) se poate realiza pe aceeaşi cale udă (ϕ=0,6) în varianta 4x2 cu PMS sau acoperită cu zăpadă ( ϕ= 0,3…0,4) în varianta 4x4. In funcţie de modul de organizare a tracţiunii, pentru valori egale ale coeficienţilor de aderenţă, se pot obţine acceleraţii maxime limitate de aderenţă în intervalele:


246

aF=(0,3…0,5) aT, sau aS=(0,7…0,5)aT. Rezultă că pentru

demarajul în limita aderenţei soluţia tracţiunii integrale este superioară celorlalte moduri de organizare a tracţiunii.

Aspectele consemnate mai înainte prezintă interes când transmisia este capabilă să dezvolte fluxuri de putere pentru autopropulsare în limita admisă de aderenţă. Pentru a evidenţia limitele în care modul de organizare al tracţiunii prezintă interes în creşterea performanţelor de demarare, se propune ca indice de apreciere raportul dintre puterea medie dezvoltată de motor în intervalul vitezelor de demarare şi

masa automobilului,

kgW,

mP

a

R .

Acest indice are semnificaţia unui nivel de motorizare a autoturismului iar relaţiile pentru calculul său în diferite variante de organizare a tracţiunii se prezintă în tabelul 7.4.

Fig.7.6. Acceleraţiile maxime limitate

prin aderenţă

Tabelul 7.4

Puteri capabile la roată Nr. crt. Soluţia de organizare a tracţiunii Puterea capabilă la roată/masa automobilului

1.

Puntea motoare faţă

(4x2 PMF) ( )

( ) α⋅⋅⋅+ϕ

−ϕ⋅−

⋅−=

cosvgf

fL

hL

hf

Lb

mP

g

g

Fa

R

1

2.

Puntea motoare spate

(4x2 PMS) ( )

( ) α⋅⋅⋅+ϕ⋅−ϕ⋅−

⋅+=

cosvgf

fL

hL

hf

La

mP

g

g

SaR

1

3. Tracţiune integrală (4x4) α⋅⋅=

cosvg

mP

Ta

R


247

In figura 7.7 sunt reprezentate variaţiile respectivului indice în funcţie de viteza automobilului pentru un autoturism de clasă medie, profilat aerodinamic, la deplasarea pe o cale orizontală în stare bună (f ≅ 0), când coordonatele centrului de masă sunt în limitele recomandate prin tabelul 7.2. Rezultă că, în funcţie de modul de organizare a tracţiunii, rapoartele considerate sunt în limitele:

- pentru 4x2 cu PMF:

⋅=

kgWv),...,(

mP

Fa

R 0180 ;

- pentru 4x2 cu PMS:

⋅=

kgWv),...,(

mP

Sa

R 6111 ;

- pentru 4x4 : .kgWv),...,(

mP

Ta

R

⋅=

2202

unde v, exprimată în km/h, este viteza până la care se face demarajul la limita aderenţei.

Fig.7.7. Demararea automobilului la limita aderenţei

Pe baza acestor rezultate se pot concluziona, referitor la influenţa

organizării tracţiunii asupra performanţelor de demarare, următoarele: - pentru autoturismele echipate cu motoare de putere mică (50...70 kW), organizarea tracţiunii cu puntea motoare în faţă asigură valorificarea integrală a performanţelor conferite de motor; - pentru autoturismele echipate cu motoare de putere mijlocie şi mare, (80...100 kW), organizarea tracţiunii cu puntea motoare în spate asigură valorificarea performanţelor conferite de motor;


248

- pentru autoturismele echipate cu motoare de puteri mari şi foarte mari, valorificarea performanţelor de demarare este posibilă numai prin organizarea tracţiunii ca tracţiune integrală. De reţinut că prin tracţiune integrală: - la autoturismele de teren se obţine sporirea capacităţii de trecere în teren greu şi o bună stabilitate în teren cu aderenţă scăzută; - la autoturismele de oraş şi competiţii se obţin acceleraţii mari atât pe căi aderente cât şi pe căi alunecoase, cu menţinerea unei traiectorii stabile. Definirea categoriilor de performanţă, a valorilor de performanţă precum şi a ponderii performanţelor de un anumit tip (în cazul de faţă dinamice de trecere sau de demarare), sunt impuse de destinaţia automobilului şi de interesele industriei de automobile, fundamentate pe dorinţele utilizatorului.

7.1.3. Limitarea performanţelor prin soluţia tehnică de realizare a tracţiunii integrale

În construcţia transmisiei automobilelor de tipul 4x4 se întâlneşte un subansamblu numit distribuitor (sau cutie de distribuţie), care realizează divizarea fluxului de putere pentru autopropulsare, aval de cutia de viteze, în două ramuri transmise direct (sau prin intermediul unor transmisii longitudinale), câte unul fiecăreia dintre punţile faţă şi spate. Pornind de la avantajele tracţiunii integrale, firmele constructoare de automobile au dezvoltat o serie de soluţii de realizare a tracţiunii 4x4 şi anume: •sisteme de distribuire mecanică fixă, predeterminată, a momentului motor (legătură cinematică rigidă); •sisteme de distribuire adaptivă limitată a momentului motor (dispozitive fără blocare sau cu blocare parţială); •sisteme cu transfer variabil al momentului motor, controlat din exterior (diferenţiale cu autoreglare vâscoasă); •sisteme de transfer variabil al momentului motor după criterii predeterminate (dispozitive cu control electronic al tracţiunii). . Soluţiile tehnice de realizare a tracţiunii integrale cu dispozitive cu blocare, cu blocare parţială sau fără blocare prezintă, în funcţie de soluţia adoptată, inconveniente legate de fluxurile parazite de putere sau de limitarea tracţiunii la nivelul forţei de tracţiune dezvoltate la puntea sau roata cu cea mai mică aderenţă.

Obţinerea performanţelor maxime presupune valorificarea integrală a limitelor oferite de aderenţă în toate condiţiile, pentru toate roţile motoare, respectiv asigurarea unei tracţiuni integrale la limita aderenţei prin control automat al momentului la roata de propulsie

a. Tracţiunea integrală cu legătură cinematică rigidă între punţi (dispozitiv cu blocare). În cazul autoturismelor 4x4 cu legătură cinematică rigidă între punţi (dispozitive cu blocare), toate roţile sunt antrenate cu viteze unghiulare egale. Cu toate că roţile au viteze unghiulare egale, în anumite condiţii de deplasare vitezele lor tangenţiale pot fi diferite. În asemenea situaţii roţile uneia dintre punţi,


249

în funcţie de aderenţă, se vor comporta ca roţi frânate, cu toate că sunt acţionate cu momente de propulsie. Acest fenomen este denumit circulaţie de putere (putere parazită). Pe baza modelului plan simplificat al automobilului cu roţi elastice în virajul cu unghiul mediu θ (fig.7.8) şi a condiţiilor de autopropulsare (relaţia 7.3), pentru reacţiunile tangenţiale longitudinale se obţin expresiile :

( )( )

δ−θ−δ

−δ⋅Σδ+δ−θ

=K

cosrcosrcosRcoscos

rX r 1012022

21

11

(7.19)

( ) ( ) ( )

δ−δ−θ

+δ−θ⋅Σδ+δ−θ

=K

cosrcosrcosRcoscos

rX r 2021011

21

22

unde : X1, X2 sunt forţa de aderenţă longitudinală la roţile punţii faţă (X1), respectiv roţile punţii din spate (X2); rr1, rr2 - razele de rulare ale roţilor încărcate cu moment de propulsie; r01, r02 - razele de rulare ale roţilor libere; δ1, δ2 - unghiurile de deviaţie laterală ale pneurilor; θ - unghiul mediu de bracare al roţilor de direcţie; ΣR - suma rezistenţelor la înaintarea automobilului; K - coeficient de elasticitate tangenţială a pneurilor. Din relaţiile 7.19 se observă că dacă se îndeplineşte una din condiţiile:

( )10122 02δ−θ−δ⋅<δ⋅⋅Σ cosrcosrcosKR

( );

( ) 0211 01 2δ−δ−θ⋅<δ−θ⋅⋅Σ cosrcosrcosKR ,

Fig. 7.8. Modelul plan al automobilului

in viraj

roţile corespunzătoare - din faţă sau din spate - cu toate că sunt încărcate cu moment la roată de propulsie (roţi motoare), acţionează ca roţi frânate (X1<0 sau X2<0), iar organele transmisiei sunt solicitate de forţe suplimentare importante. In acest caz pentru asigurarea autopropulsării trebuie ca prin roţile motoare cu forţa X>0 să se transmită o putere mai mare decât cea necesară pentru a învinge rezistenţele la înaintare ale automobilului. Excesul de putere se transmite prin cadru sau prin caroserie de la aceste roţi la roţile cu X<0. De la aceste roţi, puterea suplimentară (puterea parazită dată de forţa de frânare) se transmite la distribuitor şi, mai departe, la roţile cu X<0. Puterile


250

corespunzătoare încărcărilor suplimentare pot ajunge în anumite condiţii la valori care depăşesc cu mult puterea necesară pentru a învinge rezistenţele la deplasarea automobilului. Din citirea relaţiilor (7.19) se pot desprinde o serie de factori ce influenţează asupra încărcărilor suplimentare şi anume: Diferenţa razelor de rulare ale roţilor celor două punţi Pentru evidenţiere să considerăm automobilul în mişcare rectilinie (θ=0) neacţionat lateral (δ1=δ2=0). Presupunând că razele de rulare ale roţilor libere diferă cu ∆r= r02-r01, relaţiile (7.20) devin :

∆

−ΣkrRr

21

1 =rX şi

∆

+Σ=krRrX r

22

2 (7.20)

Diferenţa ∆r se poate datora presiunii inegale din pneuri (pentru aceeaşi sarcină pe roată) sau folosirii unor pneuri care nu sunt identice ca simbol, model, material sau cu grad de uzură. În figura 7.9,a sunt reprezentate forţele X1 şi X2, date de relaţia (7.20) funcţie de diferenţa dintre razele roţilor.

Fig. 7.9. Influente exterioare asupra forţelor tangenţiale la roţi:

a- diferenţa razelor roţilor; b- diferenţa razelor roţilor şi a rezistentei totale a drumului Se desprind următoarele observaţii:

- fiecare dintre forţele X1 sau X2, pentru anumite valori ale diferenţei ∆r, poate deveni forţă de frânare (când apare circulaţia de puteri parazite); - în cazul când una dintre forţe devine negativă, forţa celeilalte punţi va trebui ca în afară de suma rezistenţelor la înaintare să învingă şi forţa de frânare. Diferenţa razelor de rulare ale roţilor şi diferenţa rezistenţei specifice a drumului: Pentru a studia aceste influenţe în relaţiile 7.20 se consideră că rezistenţa la înaintare ( ), variază odată cu coeficientul rezistenţei specifice a drumului (Ψ). În figura 7.9,b) s-a reprezentat variaţia forţelor X

∑ R

1 şi X2 funcţie de ∆r la deplasarea pe drumuri cu rezistenţele specifice Ψ1 şi Ψ2 (Ψ1<Ψ2). Din figura 7.9,b rezultă că forţele negative apar la o valoare mai mică a lui ∆r, dacă se circulă pe o cale bună


251

(Ψ1), iar în cazul circulaţiei pe o cale cu rezistenţe mari (Ψ2), circulaţia de putere

este posibil să nu se producă la valori ∆r întâlnite în practică. Unghiul de bracare a roţilor de direcţie Pentru studiul influenţei unghiului de bracare a roţilor de direcţie se consideră că sunt rotile au egale razele (r01=r02=r0) şi devierile laterale (δ1=δ2=0). În acest caz, forţele care sunt generate la cele două punţi sunt :

( )

θ−−Σθ+

= cosKrR

cosrX r 1

10

1 ;

( )

θ−+θ⋅Σθ+

= cosKrcosR

cosrX r 1

10

2 (7.21)

Fenomenul de apariţie a încărcărilor suplimentare ale transmiterii este acelaşi ca şi în cazul mersului rectiliniu, când roţile celor două punţi au raze diferite. În fig.7.10 s-a trasat variaţia forţelor X1 şi X2 date de relaţia 7.21, în funcţie de unghiul θ. Din figura 7.10 se observă că X1 devine forţă de frânare de la o valoare destul de mică a unghiului θ, atingând valori negative foarte mari pentru unghiul maxim de bracare.

Pentru comparaţie, pe aceeaşi figură s-au reprezentat şi forţele X1 şi X2 când se ţine seama de deviaţie

. Din analiza figurii rezultă că X

021 ≠δ≠δ

1 şi X2 scad în valoare absolută faţă de cazul în care se neglijează devierea roţilor şi odată cu aceasta, circulaţia de puteri care rezultă se reduce. Efectele dăunătoare ale puterii corespunzătoare încărcărilor suplimentare sunt următoarele: - uzură sporită a pneurilor şi organelor transmisiei, din cauză că prin ele se transmit puteri mult mai mari decât în cazul deplasării normale; - cresc pierderile în organele transmisiei, deci randamentul mecanic al transmisiei ηtr se micşorează; - se măreşte consumul de combustibil al motorului şi uzura pieselor sale, motorul trebuind să dezvolte o putere mai mare decât în condiţiile în care nu ar exista încărcări suplimentare;

Fig. 7.10 Influenţa unghiului de bracare al roţilor asupra forţelor tangenţiale la roţi.

- se reduce capacitatea de deplasare a automobilului în terenuri grele, deoarece se diminuează forţa de tracţiune disponibilă.


252

Faţă de influenţele analizate mai înainte, pentru diminuarea efectelor dăunătoare ale puterii corespunzătoare încărcărilor suplimentare, în cazul autoturismelor 4 x 4 cu legătură cinematică rigidă (blocare) se recomandă: - menţinerea presiunii din pneuri la valorile indicate de firma producătoare a automobilului; - evitarea virajelor cu rază mică (θ mare); - utilizarea de pneuri identice ca simbol, model, structură, uzură; - prevederea unui dispozitiv pentru decuplarea punţii faţă la deplasarea pe căi cu rezistenţă specifică mică (zonele asfaltate).

b. Tracţiunea integrală cu dispozitive fără blocare sau cu blocare parţială. În cazul tracţiunii integrale cu dispozitive fără blocare, în situaţiile cinematice de deplasare care impun viteze tangenţiale diferite la roţile motoare, are loc modificarea vitezelor unghiulare de rotaţie ale roţilor. Se evită astfel apariţia condiţiilor generatoare de circulaţie parazită de putere. Pentru a permite antrenarea punţilor motoare cu viteze unghiulare diferite, în construcţia distribuitorului se introduc mecanisme diferenţiale de tip planetar. Diferenţialul ca mecanism distribuitor pentru fluxul de putere între punţi ce permite antrenarea punţilor motoare cu viteze unghiulare diferite este caracterizat de frecare între elementele aflate în contact. Dacă momentul corespunzător circulaţiei de puteri parazite este mai mare decât momentul de frecare al diferenţialului, acesta va intra în funcţiune şi va modifica vitezele unghiulare de rotaţie transmise punţilor motoare în relaţia impusă de realizarea vitezelor tangenţiale ale roţilor determinate de condiţiile deplasării. În caz contrar, diferenţialul realizează o legătură rigidă între arborii de antrenare ai punţilor. După principiul de funcţionare, diferenţialele pot fi simple (fără blocare), autoblocabile (cu blocare parţială) şi blocabile (cu blocare totală). Faţă de cele patru stări cinematice de funcţionare ale unui diferenţial şi anume: viteze unghiulare egale; viteze unghiulare diferite; viteze unghiulare egale dar cu sens contrar; o viteză unghiulară nulă şi alta dublă faţă de valoarea de intrare în diferenţial, diferenţialul îşi justifică prezenţa în transmisie pentru realizarea primelor două stări de funcţionare. Cea de-a treia stare cinematică, când vitezele unghiulare sunt egale dar de sensuri opuse nu se poate manifesta la diferenţialele interaxiale. Starea a patra se întâlneşte în practică atunci când roţile uneia din punţi se află pe o porţiune de cale cu aderenţă scăzută, iar roţile celeilalte punţi rulează pe o cale cu aderenţă suficientă. În acest caz, la o anumită valoare a forţei la roată, fluxul de putere parazită transmis de la puntea cu aderenţă spre cealaltă poate să depăşească puterea corespunzătoare forţelor de frecare din diferenţial, astfel încât roţile punţii cu aderenţă devin imobile iar cele ale punţii cu aderenţă insuficientă patinează. Ca urmare automobilul îşi pierde capacitatea de autopropulsare. Pentru ca un diferenţial caracterizat de o putere de frecare Pf=Mf

.∆ω, unde Mf este momentul forţelor de frecare şi ∆ω este diferenţa dintre vitezele unghiulare de antrenare a punţilor, să-şi îndeplinească rolul cinematic, trebuie ca puterea


253

parazită să fie mai mare decât Pf . La diferenţialele cu frecare interioară mare (cu blocare parţială), în cazul deplasării pe căi bune, când fluxul posibil al puterii parazite este mare, se realizează totdeauna condiţii de funcţionare cinematică a diferenţialului. La deplasarea pe căi de rezistenţă mare şi cu aderenţă scăzută, când fluxul puterii parazite este mic, aceste diferenţiale nu vor funcţiona, transmisia comportându-se ca în cazul analizat anterior cu legătura rigidă (cu blocare) . Se evită astfel situaţia patinării totale a uneia din punţi şi a blocării roţilor celeilalte punţi. Pentru automobilele 4x4 cu repartiţie egală a greutăţii pe punţi se utilizează diferenţiale simetrice asemănătoare diferenţialelor punţii motoare. Când însă greutatea este repartizată inegal pe punţi, se utilizează diferenţiale asimetrice, organizate după schemele din figura 7.11.

Fig. 7.11. Organizarea cinematică a diferenţialelor simple interaxiale

Dacă r2 şi r3 sunt razele de rostogolire ale roţilor planetare 2 şi 3,

momentele transmise arborilor 1 şi 4 pentru antrenarea punţii din faţă (PMF) şi respectiv punţii din spate (PMS), din condiţia de echilibru dinamic al sateliţilor, se

repartizează astfel: 3

2

4

1

rr

MM

= =K. Dacă se alege constructiv raportul dintre razele

roţilor planetare (K=caracteristica diferenţialului) egal cu cel al reacţiunilor normale la punţile motoare, distribuitorul cu diferenţial interaxial va realiza împărţirea momentului motor în părţi proporţionale cu greutăţile aderente ale punţilor, asigurând posibilitatea valorificării maxime a aderenţei. Cum raportul dintre reacţiunile normale variază în funcţie de încărcătura transportată, caracteristicile drumului şi regimul de mişcare, prin utilizarea de diferenţiale interaxiale nu se poate asigura valorificarea integrală a posibilităţilor oferite de aderenţă. În cazul diferenţialelor, momentul de frecare interior acţionează în sens opus tendinţei de modificare a vitezelor unghiulare. Dacă Mi este momentul transmis unei punţi când 0=ω∆ şi Mfi este momentul de frecare corespunzător funcţionării diferenţialului ( 0≠ω∆ cu ωI=ω+∆ω), momentul transmis punţii va fi Mi - Mfi , iar când ωI=ω-∆ω , momentul transmis punţii va fi Mi + Mfi. Raportul supraunitar λ dintre cele două momente când 0≠ω∆ se numeşte coeficient de blocare al diferenţialului:


254

fii

fii

MMMM

−

+=λ (7.22)

In funcţie de valoarea acestui parametru, diferenţialele pot fi simple (fără blocare), când λ=1,15...1,2, şi autoblocabile (cu blocare parţială), când λ=2,5...6. Utilizarea în cadrul transmisiei autovehiculelor 4x4 a diferenţialelor interaxiale simple oferă avantajul eliminării circulaţiei puterii parazite în sistemul transmisiei, dar conduce - în acelaşi timp - şi la reducerea calităţilor de tracţiune în cazul deplasării pe drumuri grele, aceste calităţi fiind condiţionate de forţa de tracţiune dezvoltată la puntea motoare cu aderenţă redusă. Acest dezavantaj poate fi limitat, sau chiar eliminat, prin utilizarea diferenţialelor cu blocare parţială. Întrucât diferenţialul autoblocabil interaxial înrăutăţeşte într-o oarecare măsură manevrabilitatea autovehiculului, este necesar ca, atunci când arborele planetar care antrenează puntea din faţă are o turaţie mai mare decât cel care antrenează puntea din spate (deplasare în viraj), coeficientul de blocare (relatia7.22) să ia valori minime, iar când turaţia arborelui punţii din faţă (puntea din spate patinează), coeficientul de blocare să ia valori mari. Rezultă că este raţional ca pentru autovehiculele 4x4 cu repartizare egală a sarcinii pe punţi să se utilizeze un diferenţial interaxial simetric din punct de vedere cinematic şi cu proprietăţi de blocare asimetrice, iar pentru autovehiculele 4x4 cu repartizare integrală a sarcinii pe punţi să se utilizeze un diferenţial asimetric cinematic şi cu proprietăţi de blocare asimetrice. Literatura de specialitate prezintă câteva soluţii constructive ale acestor mecanisme, dintre care trei sunt prezentate prin scheme cinematice de organizare în tabelul 7.5. Din tabelul 7.5 se observă că, pentru acelaşi tip de diferenţial, valorile coeficientului de blocare pentru cazurile ω1>ω2 şi ω2>ω1 vor fi diferite (ω1 - viteza unghiulară de antrenare a punţii faţă şi ω2 viteza unghiulară de antrenare a punţii spate). De exemplu, pentru un diferenţial autoblocabil asemănător celui prezentat în schema c), la care rm=5,8 cm; rp=4,8 cm; rd=7,8 cm; R=8,6 cm; r=5 cm; rs=2,8 cm; rb=2,5 cm; α=20°; β=35°; δ=61°10'; i=5 şi m=0,1, coeficientul de blocare ia în cele două cazuri valorile : λ=1,8 când ω1>ω2 şi λ2=4,8 când ω2>ω1. Diferenţele prezentate în schemele .a) şi c) , au valori constante λ1 şi λ2 , iar diferenţialul din schema. b) la care pentru strângerea cuplajului cu fricţiune se realizează şi cu ajutorul unor arcuri elicoidale, coeficienţii de blocare au valori variabile şi depind de momentul Mcv transmis coroanei diferenţialului Din relaţiile de calcul ale coeficienţilor λ1 şi λ2 pentru diferenţialul din schema b) se poate observa că dacă strângerea cuplajului cu fricţiune se realizează numai cu ajutorul arcuri (A=0; B=0) atunci proprietăţile de blocare ale diferenţialului devin simetrice (λ1=λ2) iar utilizarea unei asemenea construcţii a diferenţialului interaxial nu mai este justificată. Puterea care circulă prin fiecare element component al diferenţialelor analizate este descrisă prin viteza unghiulară şi printr-un cuplu, care, datorită frecării caracteristice acestor diferenţiale, va fi dependent de momentul de frecare


255

între diferitele elemente componente ale mecanismului şi momentului aplicat carcasei diferenţialului (moment de intrare).

Tabelul 7.5 Valori ale coeficienţilor de blocare

Coeficientul de blocare pentru cazurile: Tipul Diferenţialului

(schema) ω1>ω2: 1

21 M

M=λ ω2>ω1:

2

12

MM

=λ

a)

BA

⋅µ−⋅µ+

11

AB

⋅µ−⋅µ+

11

b)

c)

;sintgr

irA m βα

⋅= ;tg

Rr

C β=

( )

)rir(MQ

B

rirMQ

A

pmd

a

pma

a

+⋅⋅µ−⋅µ−

+⋅⋅µ+⋅µ+

1

1 ( )

)rir(MQ

A

rirMQ

A

pmd

a

pmd

a

+⋅⋅µ−⋅µ−

+⋅⋅µ+⋅µ+

1

1

( )

Brr

CC

ADrr

CC

s

b

s

br

⋅µ−µ+µ−

+µ+µ−µ−

1

21

( )ADrr

CC

Brr

CC

s

b

s

b

+µ−µ+µ+

⋅µ+⋅µ−⋅µ+

21

1

;tgR

rirD dm β

+⋅=;sintg

rr

B p βα=

La diferenţialele considerate mai înainte, numite diferenţiale interaxiale datorită montării lor între punţile motoare ale autovehiculelor 4x4, vitezele unghiulare ale elementelor care intră în componenţa acestor mecanisme diferă între ele numai în cazul deplasării autovehiculului pe drumuri cu denivelări, în viraj, sau în situaţia în care una dintre punţile motoare patinează ca urmare a unor condiţii necorespunzătoare de aderenţă cu solul. În situaţia în care viteza unghiulară a arborelui planetar care antrenează puntea din faţă ω1 şi cea a arborelui planetar care antrenează puntea din spate ω2 se află în relaţia ω1>ω2, diferenţierea între vitezele unghiulare ale unora dintre elementele diferenţialului se va realiza prin mărimea ∆ω , definită de relaţia :

∆ω1= 221

21ω−ω

=ω−ω=ω−ω cvcv , (7.23)

în care ωcv reprezintă viteza unghiulară a carcasei diferenţialului (primită de la cutia de viteze). În cazul în care ω2>ω1, relaţia (7.23) devine :


256

∆ω2= 212

12ω−ω

=ω−ω=ω−ω cvcv (7.24)

Momentele care acţionează asupra fiecărui element al diferenţialului se determină - în funcţie de momentul transmis carcasei diferenţialului, Mcv, şi de momentele de frecare din interiorul mecanismului - prin rezolvarea sistemelor de ecuaţii care descriu echilibrul dinamic al mecanismului. c. Tracţiunea integrală cu diferenţiale cu autoreglare vâscoasă. Cuplajele vâscoase folosite ca diferenţiale autoblocabile între roţile motoare sau între punţile motoare se bazează pe brevetele deţinute de Harry Ferguson Ltd., care le-a folosit pentru transmisii integrale începând cu anul 1954. Structura vîscocuplajului este asemănătoare cu cea a unui ambreiaj multidisc: discurile, cu un joc între ele de 0,15...0,20 mm, sunt alternativ solidare în rotaţie prin caneluri cu carcasa cuplajului şi respectiv cu arborele cuplajului. Cu excepţia unei "pungi de aer" necesar variaţiei termice de volum, întreg volumul interior este umplut cu un lichid siliconic de mare viscozitate. Fluxul de putere se transmite între carcasă şi arbore, cuplajul fiind reversibil.

Principiul fizic după care se realizează transmiterea momentului de torsiune între carcasă şi arbore este cel al forţelor de frecare din fluidul vâscos dintre discuri la deplasarea relativă de rotaţie dintre discuri n1 >n2, (figura 7.12)

Fig.7.12. Principiul de funcţionare al vâscocuplajului.

Proprietatea fluidelor de a se opune deformărilor, în special a celor care nu

produc reduceri ale volumului, prin dezvoltarea unor eforturi unitare, se numeşte vâscozitate.

Intr-o mişcare plan-paralelă a unui fluid (traiectoriile tuturor elementelor sunt drepte paralele între ele), asupra unui element din suprafaţa plan-paralelă se exercită efortul unitar tangenţial:

su

dd

⋅η=τ (7.25)

unde: du este variaţia vitezei relative de rotaţie a discurilor; ds-variaţia distanţei dintre discuri; h- vîscozitatea dinamică a fluidului. Fluidele care descriu relaţia (7.25) se numesc fluide newtoniene. La fluidele cu comportament newtonian există o relaţie liniară între tensiunea de


257

forfecare, τ, şi rata de forfecare, du/ds. La temperatură constantă vîscozitatea are o valoare constantă specifică fiecărui fluid. Proprietatea fluidelor newtoniene de a-şi modifica descrescător vîscozitatea în timpul de expunere a tensiunilor tangenţiale se numeşte tixotropie. Deoarece tixotropia este un fenomen reversibil, structura se reformează în timpul unei perioade de revenire fără eforturi tangenţiale. In figura 7.13 sunt prezentate modurile de funcţionare ale unui cuplaj vâscos.

Fig. 7.13. Modurile de funcţionare ale cuplajului vîscos:

a- "modul vîscos";b-tranziţia de la "modul vîscos" la "modul bombat"; c-"modul bombat".

Funcţionarea cuplajului după "modul vîscos" presupune respectarea condiţiei derivate din legea lui Newton pentru fluide (relaţia 7.25). Dacă discurile interioare (solidare cu arborele cuplajului) şi discurile exterioare (solidare cu carcasa) se rotesc la turaţii diferite, atunci cuplajul va transmite un moment de torsiune dependent de: vâscozitatea dinamică a fluidului, lăţimea spaţiului, perforarea discurilor, dinamica creşterii turaţiei. La funcţionarea în "modul bombat" solidarizarea discurilor în rotaţie este cunoscută sub denumirea de efect "hump". Funcţionarea cuplajului după "modul bombat" presupune transmiterea momentului de torsiune prin frecare mixtă: frecare uscată între discuri (frecare culombiană) şi frecare fluidă (newtoniană), corespunzătoare cazului precedent. Prin existenta simultană a ambelor forme de frecare, valoarea momentului transmis creşte de câteva ori faţă de "modul vîscos". Presiunea de contact necesară funcţionării este generată în cuplaj astfel: frecarea vîscoasă prelungită determină creşterea temperaturii în interiorul cuplajului, iar coeficientul de dilatare termică a fluidului siliconic, relativ mare (9,6•10-4K-1), determină o dilatare considerabilă a volumului de lichid, umplându-se integral spaţiul disponibil în cuplaj prin comprimarea "pungii de aer". Gradul de umplere, determinat de cantitatea de aer rămasă în cuplaj, determină dacă şi în ce condiţii de funcţionare au loc "bombările". Aici un rol important îl capătă perforările discurilor, ele determinând menţinerea sau îndepărtarea fluidului în spaţiul dintre discuri, rezultând natura frecării dintre discuri, frecarea fluidă şi/sau frecarea mixtă. Având în vedere principiul de lucru al acestor cuplaje, care permit mişcări relative între elementele sale, ca şi solidarizarea acestora la rotaţie (efectul "hump"), au fost posibile două tipuri de montaje în transmisia automobilelor:


258

-ca diferenţial cu frecare limitată în mecanismele punţii motoare sau al cutiilor de distribuţie, rezultând un "reglaj vîscos" al momentului de torsiune transmis, datorită funcţiei de reglare a cuplajului; -ca element al mecanismului divizor de flux de putere între punţi (interaxial), rezultând o "transmisie vîscoasă". Pentru prima utilizare, ca "element de reglare" a momentului repartizat roţilor motoare, soluţia constructivă se bazează pe proiectul unui diferenţial simplu simetric cu roţi dinţate conice (standard), la care se creează un spaţiu pentru instalarea cuplajului. In figura 7.14 sunt prezentate două variante de amplasare în carcasa unui diferenţial simplu cu roţi dinţate conice a unui cuplaj vâscos.

a) b)

Fig. 7.14. Soluţii de amplasare a vîscocuplajului în carcasa diferenţialului:

a-amplasare arbore-carcasă ; b-amplasare arbore-arbore

In figura 7.15 se prezintă configuraţiile curbelor caracteristice pentru cele două tipuri de montaj.

Funcţional, soluţia de amplasare arbore-carcasă este inferioară celei arbore-arbore deoarece rata de variaţie a turaţiei este mai mică între arbore carcasă decât între arbori (∆ω/2 în primul caz, faţa de ∆ω în cel de-a doilea caz).

Fig. 7.15 Curbele caracteristice de funcţionare al vîscocuplajelor:

1- arbore-carcasă;2-arbore-arbore

De asemenea, în soluţia arbore-carcasă diferenţa de momente de torsiune între arborele planetar şi carcasă este jumătate din diferenţa momentelor celor doi arbori planetari. Cu toate acestea, soluţia arbore-carcasă, datorită adaptării lor cu uşurinţă diferenţialelor simple existente, s-a impus în amplasarea cuplajelor vâscoase în


259

diferenţialele punţilor motoare ale automobilelor. Utilizarea ca element al mecanismelor divizoare de flux de putere între punţi (interaxial), funcţie de raportul greutăţilor statice pe punţi, poate fi făcută în una din variante constructive prezentate in figura 7.16.

Fig. 7.16. Variante de montare a văscocuplajelor în fluxulde putere: a-între arborii punţilor; b-între cutia de viteze si arborele punţii faţă;

c-între cutia de viteze şi arborele punţii spate

In figura 7.16 s-au folosit următoarele notaţii: C.V.- cutia de viteze; PMS- puntea motoare spate; PMF- puntea motoare faţă; RV- reglaj vîscos. • Montarea vîscocuplajului între arborii de antrenare a punţilor faţă, respectiv spate (fig. 7.16, a) Dacă rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punţilor sunt egale, atunci diferenţa de turaţie între discurile vîscocuplajului este egală cu diferenţa de turaţii dintre roţile punţilor faţă şi spate, adică: ∆nvîsco =∆npunţi (7.26) In cazul în care rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punţilor diferă, atunci: ∆nvîsco =∆npunţi .i (7.27) unde i=iof/ios, în care iof, ios sunt rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punţilor faţă şi respectiv spate. • Montarea vîscocuplajului între arborele secundar al cutiei de viteze şi arborele de antrenare a punţii motoare din faţă (fig. 7.16,b) In acest caz, prin raportul de transmitere al mecanismului planetar diferenţial se asigură între punţile motoare diferenţe de turaţii mai mari decât diferenţele de turaţii dintre discurile vîscocuplajului. Cum pentru schema cea mai frecventă de utilizare a mecanismului planetar-diferenţial cu roţi dinţate cu angrenare mixtă raportul de transmitere este ip=2, diferenţa de turaţii dintre discurile vîscocuplajului este de 2/3 din diferenţa de turaţii dintre roţile punţilor motoare. Dacă între punţile motoare faţă/spate raportul de transmitere este i 1, atunci:

≠


260

∆nvîsco =∆npunţi iiii

p

p

+

⋅⋅ (7.28)

• Montarea vîscocuplajului între arborele secundar al cutiei de viteze şi arborele de antrenare a punţii motoare din spate (fig.7.16,c) Diferenţa de turaţii între discurile vîscocuplajului se calculează cu relaţia:

∆nvîsco =∆npunţi (7.29) Merită semnalate soluţiile constructive de amplasare a vîscocuplajelor, cu rol de diferenţial interaxialaxial, în chiar carterul punţilor motoare şi nu numai pe transmisia longitudinală. In acest caz, cunoscut sub denumirea de "two side torque slit vîscos coupling" vîscocuplajul amplasat în carterul punţii spate (figura 7.17), îndeplineşte atât funcţia de diferenţial interaxial, cât şi pe cea de diferenţial al punţii motoare, efectuând în acest sens o dublă acţiune de control al turaţiilor atât în plan longitudinal, cât şi în plan transversal. Pinionul de atac 1 primeşte fluxul de putere de la transmisia longitudinală (TL) şi o transmite prin coroana dinţată 2

carcasei 8 a vîscocuplajului. Discurile 5 ale vîscocuplajului sunt solidare cu carcasa 8, iar discurile 6 şi 7 sunt solidare cu arborii 3 şi 4 ai transmisiilor la roţile motoare.

Fig. 7.17. Vâscocuplaj cu funcţie dublă

de reglare a momentului

c. Tracţiunea integrală la limita aderenţei prin control automat al momentului la roată de propulsie. Rostogolirea roţii pe cale poate fi făcută prin rostogolire simplă sau prin rostogolire cu alunecare. Funcţie de tipul rostogolirii, viteza de translaţie a centrului roţii este : V - la rostogolire pură; dR r⋅ω=0

V ω= - la rostogolire cu alunecare, rR r⋅unde este viteza unghiulară de rotaţie a roţii; r - raza dinamică a roţii; r - raza de rulare a roţii;

Rω d r

Se numeşte alunecare relativă a roţii motoare raportul :

d

r

rr

VVVa −=

−= 1

0

0 , (7.30)

de unde: ( )arr dr −= 1 şi )( arrV dRrR −⋅ω=⋅ω= 1 . Cu notaţiile de mai înainte momentul de inerţie al roţii , definit în fig.7.2 şi prin relaţia (7.8.) este:

iM

)( )( ta

arVJ

tV

arJ

tJM

dR

dR

RRi d

d1d

d11

dd

⋅−

+⋅−

=ω

= sau iaivi MMM += , (7.31)


261

unde:

)( tV

arJM

dRiv d

d11

−−

= este momentul de inerţie al roţii determinat de

variaţia vitezei unghiulare de rotaţie ca urmare a modificării vitezei de translaţie cu

acceleraţia dtdv ;

)( ta

arVJM

dRia d

d1 2 ⋅

−= - momentul de inerţie al roţii determinat de

variaţia vitezei unghiulare de rotaţie ca urmare a sporirii alunecării relative dintre

roată şi cale 0dd

≠ta .

Ţinând seama de relaţiile (7.8) şi (7.31) se obţine : )([ 0] =−+++− iaditrulivR MrFFMMM (7.32) Momentul ( ) ditruliv

'R rFFM ⋅+++MM = reprezintă momentul la roată,

sub acţiunea căruia roata rulează fără să-şi modifice alunecarea. Întrucât alunecarea relativă dintre roată şi cale rămâne nemodificată, rezultă că este momentul limitat prin aderenţa roţii cu calea. Cum momentul limitat de aderenţă este direct proporţional cu coeficientul de aderenţă

ϕ= MM 'R

ϕ , rezultă că dependenţa reprezintă, la o altă scară liniară dependenţă ( )af=ϕ ϕ= MM '

R

Cu notaţiile de mai înainte relaţia (7.32) devine : 0=−− ϕ iaR MMM sau ϕ−= MMM Ria , de unde:

( ) ( )ϕ−⋅

−⋅ MM

VJar

ta

RR

21dd (7.33)

Din relaţia (7.33) rezultă că, în cazul aplicării la roată a unui moment de propulsie (fig.7.18), diferenţa aRa MM ϕ> aRa MM ϕ− va echilibra momentul de inerţie , astfel că punctul de funcţionare va fi în a în loc de a. Pe măsură ce momentul de propulsie creşte, se produce creşterea alunecării, astfel că pentru valoarea alunecării , la care momentul limitat de aderenţă are valoarea maximă, momentul de propulsie la roată trebuie să aibă valoarea , mai mare decât limita de aderenţă cu M

iaM 1

Mma

Rm

iam , valoare ce reprezintă momentul necesar sporirii alunecării până la valoarea am.

Din momentul atingerii valorii , chiar dacă momentul la roată rămâne constant, se obţine creşterea alunecării până la alunecarea totală (a=1). Dacă la valoarea a alunecării relative, ce are loc la valoarea momentului la roată , momentul se reduce, roata se va găsi în următoarele situaţii:

RmM

ba RbM


262

ϕ= MR

2

- în punctul : încetează sporirea alunecării (da/dt=0) ;

1b M

Fig.7.18.Condiţiile de rulare ale roţii motoare

-în punctul b : dacă rămâne constant la valoarea , roata începe să-şi reducă alunecarea (da/dt<0);

2 RM

RbM

- în punctul : când , se obţine da/dt=0, după care începe sporirea accelerării până se ajunge în regimul stabil de pe caracteristica

3b ϕ= MM Rb2

5b( )afM =ϕ .

La creşterea în continuare a momentului la roată după legea de mai înainte fenomenele se repetă. Pe baza observaţiilor de mai înainte curba ( )afM =ϕ poate fi împărţită în două domenii şi anume : - domeniul a ⊂ (0, am) - domeniul de stabilitate unde, cu creşterea momentului la roată, creşte momentul aderent funcţie de alunecare; - domeniul a ⊂ ( - domeniul de instabilitate deoarece scade cu creşterea alunecării. Prin reducerea momentului , roata tinde rapid spre alunecarea totală.

)1,am ϕM

ϕM

Pentru a evita alunecarea roţii motoare sunt necesare dispozitive de limitare în zona de instabilitate a momentului de propulsie la roată. Dispozitivul de limitare a momentului la roată trebuie să regleze astfel momentul, încât alunecarea relativă să fie menţinută într-o plajă de valori în jurul valorii , unde aderenţa are valoarea maximă.

ma

Un astfel de dispozitiv prezintă o caracteristică de funcţionare similară celei a dispozitivelor de antiblocare a roţii la frânare.

• Rularea roţii motoare cu dispozitive de limitare a alunecării relative În figura 7.19 se prezintă pentru roata motoare cu dispozitiv de limitare a

alunecări momentul la roată de propulsie ( ) şi momentul aderent în funcţie de alunecarea relativă a roţii (a).

RM ϕM

În lipsa dispozitivului de limitare a alunecării momentului la roată, variază după curba OFA. În prezenţa dispozitivului se determină punctul A din

care, la creşterea momentului roata tinde rapid spre alunecare totală. Din punctul A pentru care se impune reducerea momentului la roată după curba AB. Pe porţiunea BC continuă scăderea momentului M

RM

RM

maa ≡R până se sesizează o scădere

a alunecării. Deoarece roata începe să-şi reducă alunecarea, este inutilă scăderea în


263

continuare a momentului . Acesta este menţinut constant până în punctul D de abscisă a

RM

1. Dacă s-ar menţine în

continuare momentul constant la valoarea ordonatei punctului D, s-ar ajunge la echilibru pentru valoarea a a alunecării. Rezultă că din punctul D dispozitivul trebuie să permită sporirea momentului la roată, timp în care descrie curba DEFA. În punctul A, dacă natura căii de rulare s-a modificat, ciclul de modelare a momentului se reia într-o asemenea manieră încât momentul aderent valorificat să fie menţinut în vecinătatea maximului său.

RM

RM

Fig. 7.19. Autoreglarea momentului la roată

Pe porţiunea BCD, alunecarea roţii scade până la valoarea a1, prag impus ca limită de reglare şi de condiţiile cinematice de efectuare a virajului. Pentru automobilul cu roţi egale şi rigide lateral, poziţia acestuia în virajul cu unghiul mediu θ se poate urmări în figura 7.20.

Dacă v1 şi v2 sunt vitezele punctelor mediane ale punţilor faţă şi spate, conform notaţiilor din figura 7.20 rezultă: v2=v1cos θ sau ω2= ω1cosθ, unde ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de antrenare ale punţilor faţă şi respectiv spate. Notând : ω1-ω2= se obţine: pω∆

θ−=ω

ω∆= cosa p

p 11

(7.34) (3.17).

Raportul ap definit de relaţia (7.34) are semnificaţia unei alunecări relative între punţi la efectuarea virajului. Pentru θmax=30…35° se obţine pentru alunecarea de prag dintre punţi: ap=0,14… 0,19. Pentru roţile punţilor, conform figurii 7.20 rezultă următoarele valori de prag:

Fig.7.20.Modelul plan al automobilului în viraj

- între roţile punţii din faţă:


264

ie

ie

ds

dsF RR

RRa11

111

1

1

11

11 2−−

ω=ωω∆

=ω+ωω−ω

= , sau aF = θ− sinL

bB (7.35)

- între roţile punţii din spate:

L

Btgads

dsS

θ=

ωω∆

=ω+ωω−ω

=2

2

22

22 (7.36)

Pentru unghiuri maxime de bracare θ =30…35°, valorile aF şi aS se situează în intervalul: ( )15010 ,...,a,a SF ⊂ . La deplasarea automobilului în viraj, simultan cu acţiunea forţei tangenţiale longitudinale XR va acţiona şi forţa laterală de ghidare Y. Pentru o forţă laterală dată există o forţă longitudinală maximă care poate fi transmisă roţii şi invers. Dacă una dintre forţe se măreşte, apare alunecarea sau deraparea roţii. Din

definirea elipsei aderenţei, descrisă de ecuaţia 122

=

⋅ϕ

+

⋅ϕ RtRl

R

ZY

ZX unde ϕl

este coeficientul de aderenţă longitudinală iar ϕt este coeficientul de aderenţă transversală, rezultă că, dacă asupra roţii apare o forţă laterală Y, valoarea maximă a forţei longitudinale pe care o poate prelua fără să alunece va fi :

XR=ϕl 2

1

⋅ϕ

−⋅Rt

R ZYZ⋅ sau:

2

1

⋅ϕ

−ϕ==ϕRt

lR

R'

ZY

ZX (7.37)

Conform relaţiei (7.37) rezultă că pe o cale cu aderenţă longitudinală ϕl roata acţionată şi lateral cu o forţă Y<ϕt ZR , sub limita aderenţei, tinde să se comporte ca şi în absenţa ei, dar, pentru o aderenţă longitudinală corespunzătoare coeficientului de aderenţă , respectiv, roata va fi capabilă momentul: M`lϕ̀

ϕ<M

ϕ

Pe baza celor de mai sus rezultă că deplasarea automobilului în viraj nu influenţează mecanismul rulării la limita aderenţei descrisă anterior. • Organizarea sistemelor de control al tracţiunii

Sistemele de control al tracţiunii sunt cunoscute sub siglele ASR (anti-whell spin regulation), ATC, TRAC etc. şi au intrat în producţia de serie începând cu anul 1986. Un bun sistem ASR trebuie să îndeplinească funcţiile:

- corijarea comenzilor efectuate de conducător în raport cu regimul de deplasare al automobilului şi cu aderenţa roţilor la sol;

- asigurarea stabilităţii şi maniabilităţii automobilului; - îmbunătăţirea tracţiunii la demarare şi în condiţii dificile de drum; - informarea conducătorului auto asupra apariţiei situaţiilor deosebite care

conduc la patinarea uneia sau mai multor roţi. Considerând pentru organizarea tracţiunii cazul 4x4, automobilele cu

controlul tracţiunii la limita de aderenţă se echipează cu un dispozitiv de limitare a alunecării (fig.7.21) care cuprinde traductoare de turaţie 1, blocuri de decizie 2,3,4 de niveluri diferite şi un bloc de comandă 5.


265

Cu valorile vitezelor unghiulare de rotaţie ale roţilor se determină alunecările relative şi se compară cu limitele de prag ap, a1 şi a2 şi, în funcţie de deciziile luate, prin blocul de comandă 5 se reglează momentele la roată de propulsie. După modul de reglare a momentului la roată pentru automobile 4 x 4 sunt posibile mai multe scheme (fig.7.22) şi anume:

•reglarea independentă a tuturor roţilor (fig.7.22,a) este complicată, cu costuri ridicate, în schimb valorifică integral aderenţa dintre roţi şi cale; la deplasarea pe căi cu aderenţe diferite, la roţile punţii faţă apare un moment destabilizator de pe traiectorie datorat celor două reacţiuni tangenţiale diferite;

•la reglare independentă a roţilor spate şi comună a roţilor faţă (fig.7.22,b), reglarea roţilor faţă trebuie făcută după roata cu aderenţa minimă; soluţia valorifică eficient aderenţa şi în plus înlătură tendinţa de destabilizare de pe traiectorie;

Fig. 7.21. Organizarea dispozitivului de

limitare a alunecării roţii motoare

Fig.7.22. Sisteme de control al tracţiunii la limita aderenţei

• reglarea independentă a roţilor faţă şi comună a roţilor spate după roata cu aderenţă minimă (fig.7.22,c) reprezintă o soluţie de compromitere a tracţiunii şi maniabilităţii; • reglarea comună pentru roţile faţă şi roţile spate după roata faţă şi respectiv spate cu aderenţa minimă (fig.7.22,d) este o soluţie care asigură o foarte bună maniabilitate, în schimb se valorifică insuficient posibilităţile de tracţiune;


266

• reglarea comună a tuturor roţilor din condiţii de maniabilitate, după roata cu aderenţă minimă (fig.7.22,e), valorifică insuficient posibilităţile de tracţiune în limitele aderenţei fiind astfel o soluţie nerecomandată. Ca posibilităţi tehnice de reglare sunt enunţate următoarele:

- Reglarea independentă a roţilor prin frânarea roţilor reglate cu un moment de frânare Mf ≥ MR –Mϕ In cazul în care roţile întâlnesc suprafeţe cu coeficienţi de aderenţă diferiţi forţa de tracţiune va fi condiţionată de valoarea aderenţei minime. In acest caz frânând roata motoare care are tendinţa de patinare se “înşeală” diferenţialul, care redistribuie forţele între roţi. Dacă şi după această manevră roata continuă să patineze, sau cealaltă roată tinde să patineze, se aplică şi acesteia un moment de frânare, rezultând, prin momentul exterior de frânare, reducerea momentului de propulsie. Metoda se extinde prin frânarea elementului conducător al transmisiei principale cu un moment de frânare Mf ≥ 2 (MR – Mϕ) /i 0 , unde i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale.

La viteze mari, prin frânarea roţilor se pot depăşi cu uşurinţă limitele temperaturii de regim a frânelor. De aceea, metoda se foloseşte limitat, până la viteze de 30…40 km/h. - reglarea comună a roţilor prin folosirea diferenţialelor cu grad reglabil de blocare Metoda se utilizează când puntea este prevăzută cu diferenţialele autoblocabile cu frecare mărită cu suprafeţe multiple de frecare, prevăzute cu sisteme hidraulice de acţionare independentă a fiecărui cuplaj. Principiul de funcţionare este asemănător cazului precedent, dar frânarea roţilor nu se face prin generarea unor momente exterioare de frânare, ci prin generarea unor momente interne. In acest mod se permite transmiterea celeilalte roţi a unui moment mai mare. - Reglarea comună a tuturor roţilor prin acţionarea organului de comandă al motorului Prin acest sistem se intervine asupra regimului de funcţionare a motorului până la atingerea caracteristicii parţiale la care M ≥ ϕGard/itk, unde itk este raportul de transmitere al transmisiei în treapta k a cutiei de viteze; ϕ - coeficientul de aderenţă la roata după a cărui aderenţă se face reglarea; Ga - greutatea automobilului. Sistemul cuprinde o legătură electrică între pedala de acceleraţie şi axul obturatorului sau al cremalierei pompei de injecţie, înlocuind legătura prin cablu sau tijă. Semnalul electric primit de servomotorul de acţionare, prin intermediul unui BEC (bloc electronic de comandă), este proporţional cu cursa pedalei asigurând funcţionarea ca în cazul legăturii mecanice. Dacă turaţia uneia dintre roţile motoare, sau, la tracţiunea integrală, media turaţiilor roţilor punţii, este mai mare decât turaţia determinată de turaţia motorului şi raportul de transmitere stabilit, atunci se sesizează fenomenul de patinare şi se comandă închiderea obturatorului. Alte avantaje oferite de soluţie sunt: limitarea vitezei maxime; menţinerea constantă a vitezei dorite (tempomat); reglarea turaţiei de mers în gol


267

funcţie de regimul termic al motorului; evitarea blocării roţilor la acţionarea bruscă a frânei de motor; - Reglarea comună a tuturor roţilor prin acţionarea ambreiajului

Metoda permite intervenţia asupra întregii transmisii, prin limitarea momentului transmis în transmisie, când se sesizează tendinţa de patinare la roţile motoare. Acest lucru se face prin decuplarea parţială a ambreiajului, motiv pentru care metoda nu s-a promovat ca variantă constructivă la automobile. Dezvoltarea sistemelor de control electronic al frânarii (ABS) şi de control electronic al tracţiunii (ASR) a dus la dezvoltarea sistemului unitar ABS/ARS. O prezentare comparativă a patru tipuri de sisteme hidraulice de control electronic a forţelor tangenţiale la roţile automobilului este făcută în tabelul 7.6.

Tab. 7.6. Organizarea soluţiilor ASR/ABS

Tip A Tip B Tip C AKEBONO

Schema bloc

a sistemului

Compactitate X XX ∆ ∆∆

Fidelitate ∆∆ ∆∆ XX ∆ Cost total X XX ∆∆ ∆

Legendă: X-slab: XX-satisfăcător; ∆-bun; ∆∆−foarte bun

Tipul A: unităţile ABS şi ASR sunt separate; unitatea ASR cuprinde o valvă şi un acumulator de presiune.

Tipul B: ABS, ASR şi amplificatorul hidraulic sunt integrate într-un singur sistem.

Tipul C: ABS şi ARS constituie o singură unitate, dar cu o legătură directă între ASR şi cilindrul pompei centrale.

Sistemul AKEBONO: cuprinde două valve solenoid, un acumulator de joasă presiune, un piston de transfer al presiunii şi o pompă de presiune.

7.2. Diferenţiale blocabile şi autoblocabile

Deplasarea automobilelor pe căi alunecoase depinde de capacitatea diferenţialului de a transmite roţilor şi în astfel de situaţii fluxuri de putere pentru autopropulsare. Mărimea fizică prin care se apreciază diferenţialele din acest punct de vedere este frecarea internă.


268

Pentru aprecierea frecării se utilizează “indicele frecării”, notat “S” şi definit de relaţia:

c

f

MM

S = , (7.38)

unde: Mf este momentul de frecare din diferenţial: Mc momentul primit de carcasa diferenţialului de la elementele transmisiei din amonte de diferenţial. Folosind notaţia din cap. 6, relaţia (6.26), coeficientul de blocare a diferenţialului se exprimă în funcţie de indicele frecării prin relaţia:

SS

−+

=λ11 (7.39)

Reprezentarea grafică a relaţiei (7.39) este făcută în figura 7.23. Valoarea minimă a indicelui frecării Smin=0,04 este caracteristică

diferenţialelor simple, la care, datorită frecărilor interne mici, momentele transmise arborilor planetari sunt aproximativ egale, coeficientul de blocare λ având valori cuprinse în intervalul 1,15…1,20. Valoarea maximă Smax=1, este obţinută când Mc=Mf, în acest caz legătura dintre arbori este rigidă, cazul corespunzând diferenţialului blocat. Valorile ridicate ale coeficientului de blocare conduc la îmbunătăţirea capacităţii de trecere şi a calităţilor de tracţiune ale automobilelor, în schimb influenţează negativ maniabilitatea, deoarece, în viraje, roata interioară virajului, roata încetinită, va primi un moment mult mai mare decât

roata exterioară şi, ca urmare, în planul drumului, apare un moment care se opune virării.

Fig. 7.23. Dependenţa coeficientului de blocare de frecarea din diferenţial

Din acest motiv, valoarea coeficientului de blocare nu trebuie determinată ca raport al valorilor limită ale coeficienţilor de aderenţă, întrucât condiţiile de exploatare în care apare la roţile motoare diferenţa maximă între coeficienţii de aderenţă sunt deosebit de rare. Cercetări efectuate au demonstrat că diferenţialele cu coeficient de blocare λ=3 asigură utilizarea aderenţei sub ambele roţi ale punţii motoare în 80% dintre cazurile de deplasare în teren greu, iar cele cu λ=5, în 94% din aceste cazuri. Diferenţialele din categoria de mai înainte se numesc diferenţiale autoblocabile.


269

7.2.1. Diferenţiale blocabile

In figura 7.24 este reprezentată schema cinematică de organizare şi construcţia unui diferenţial blocabil. Faţă de diferenţialele simetrice simple. diferenţialele blocabile se deosebesc prin existenţa unei legături facultative (dispozitivul de blocare) între unul din arborii planetari şi carcasa diferenţialului.

a) b)

Fig. 7.24. Diferenţial blocabil: a-construcţia diferenţialului; b-organizare cinematică

Pe arborele planetar 1 (figura 7.24 a), se află o porţiune canelată, pe care

se montează manşonul 2, care cuplează cu dantura interioară executată pe carcasa 3 a diferenţialului. Când cuplajul se află în poziţia din figură, diferenţialul se comportă ca un diferenţial simplu. Când dantura manşonului 2 cuplează cu dantura carcasei, diferenţialul este blocat, adică arborii planetari se rotesc întotdeauna cu aceeaşi viteză unghiulară egală cu a carcasei.

Aceste diferenţiale păstrează avantajul diferenţialelor simple şi, în plus, asigură posibilitatea deplasării automobilului când aderenţa uneia dintre roţi este foarte mică.

Dezavantajul diferenţialelor blocabile constă în acţionarea subiectivă a dispozitivului de blocare de către conducător şi complicarea construcţiei prin necesitatea introducerii unui dispozitiv de acţionare (mecanic, pneumatic, hidraulic sau electric). In plus, atunci când necesitatea blocării diferenţialului apare în mod frecvent, prin caracterul subiectiv al deciziei de cuplare, creşte riscul erorilor, conducând totodată la suprasolicitarea conducătorului auto.

Neajunsurile arătate dispar însă prin utilizarea diferenţialelor autoblocabile, la care starea blocată nu mai depinde de acţiunile conducătorului, ci de starea drumului.


270

7.2.2. Diferenţiale autoblocabile Diferenţialele autoblocabile (fig. 7.25) se întâlnesc într-o mare diversitate

de soluţii constructive şi sunt diferenţiate după modul de generare a frecării interne mărite prin:

- suprafeţe multiple de frecare de tipul ambreiajelor polidisc; - utilizarea angrenajelor elicoidale de tipul melc-roată melcată; - utilizarea mecanismelor de tipul camă-tachet; - mecanisme de tipul cursă liberă.

DIFERENŢIALE AUTOBLOCABILE

Cu frecare mărită Cu mecanism de mers liber

Dife

renţ

iale

aut

oblo

cabi

le

cu su

praf

eţe

mul

tiple

de

frec

are

D

ifere

nţia

le a

utob

loca

bile

cu

cam

e şi

tach

eţi

D

ifere

nţia

le a

utob

loca

bile

cu

ang

rena

je

D

ifere

nţia

le a

utob

loca

bile

cu

mec

anis

m c

u gh

eare

D

ifere

nţia

le a

utob

loca

bile

cu

role

cili

ndric

e

După modul de dispunere a tacheţilor

Ta

cheţ

i di

spuş

i axi

al

Ta

cheţ

i di

spuş

i rad

ial

A

ngre

naje

m

elc-

roată

mel

cată

Ang

rena

je c

ilind

rice

şi sp

ecia

le

Fig. 7.25. Diferenţiale autoblocabile

In figura 7.25 este prezentată o analiză a soluţiilor existente prin valorile coeficientului de blocare λ şi a indicelui frecării S. a. Diferenţiale autoblocabile cu suprafeţe multiple de frecare. In figura 7.27 este reprezentată schema cinematică a unui diferenţial autoblocabil cu suprafeţe de frecare multiple. Intre roţile planetare 2 şi 6 şi carcasa 3 a diferenţialului se introduc două cuplaje cu fricţiune. Aceste cuplaje sunt formate din discurile 5, montate pe canelurile arborilor planetari 1 şi 7 din discurile 4, montate similar în carcasa 3 a diferenţialului.


271

Fig. 7.26. Domenii acoperite de diferenţialele autoblocabile

Forţa de apăsare a discurilor 4 şi 5 pe carcasă este realizată de roţile planetare 2 şi 6 sub acţiunea forţelor axiale din angrenajul conic sateliţi-roţi planetare.

Forţa axială care presează discurile cuplajului, considerând că întreg momentul carcasei M3 se transmite braţului portsatelit, este dată de relaţia:

,sintgr

MsintgFF ta δ⋅α=δ⋅α⋅=2

3

(7.40) în care: Ft este forţa tangenţială din roata planetară; α - unghiul de angrenare; δ - semiunghiul conului de divizare al roţii planetare; r - raza cercului de divizare al roţii planetare.

Fig. 7.27. Organizarea cinematică a

diferenţialului autoblocabil cu suprafeţe de frecare multiple

Momentul de frecare din cuplajul de fricţiune care apare la rotirea relativă a arborilor planetari este:

,sintgirr

MirFM mmaf δ⋅α⋅⋅⋅µ=⋅⋅⋅µ=2

3 (7.41)

unde : µ - este coeficientul de frecare al discurilor; i - numărul suprafeţelor de frecare; rm - raza medie a discului de frecare.

Considerând că întreg momentul de frecare al diferenţialului este datorat frecării din cuplajele multidisc de fricţiune, coeficientul de blocare al diferenţialului, pentru ω1>ω 7, este:


272

δ⋅α⋅⋅⋅µ−δ⋅α⋅⋅⋅µ+

==λsintgirrsintgirr

MM

m

m

1

7 (7.42)

Conform re1aţiei (7.41), pentru asemenea diferenţiale se poate determina coeficientul de blocare în funcţie de parametrii lor geometrici: r, rm , α, δ. Pentru mărirea forţei de apăsare asupra cuplajului cu fricţiune, la diferenţialul din figura 7.28 s-au introdus discurile de presiune 5.

Fig. 7.28.Diferential autoblocabil cu disc de presiune si cuplaje de frecare

Discurile sunt montate pe canelurile arborilor planetari 1 şi 7, iar, pe porţiunea “a” discurile vin în contact cu suprafeţele cilindrice ale sateliţilor 4 şi 8. Sateliţii, în număr de patru, sunt montaţi câte doi pe axele 2 şi 6, încrucişate, cu posibilitatea de rotire relativă una faţă de alta. Capetele din carcasă ale axelor 2 şi 6 (secţiunea A-A) sunt prevăzute cu două teşituri. Prin acest montaj, axele sateliţilor


273

se pot deplasa în sens opus de-a lungul axei OO’ a diferenţialului. De la carcasa 3, momentul M3 se transmite axelor sateliţilor sub forma cuplului de forţe Fc prin suprafeţele înclinate din carcasă. Ca urmare iau naştere forţele axiale Qs (paralele cu axa OO’) care, transmise prin sateliţi şi prin discurile de presiune 5, apasă suplimentar discurile cuplajului cu fricţiune.

Forţa axială Qs din îmbinările axelor sateliţilor este:

β⋅⋅

=β

=tgR

MtgFQ c

s 23 , (7.43)

unde R este raza medie de sprijin a axelor portsatelit în carcasă; β - unghiul de înclinare al teşiturilor.

Forţa axială de apăsare a discului 5 pe cuplaj este:

δ⋅α+

β⋅=+=

rsintg

tgRMFQQ as

12

3 , (7.44)

unde Fa este forţa axială ce acţionează asupra roţilor planetare 9 şi 10 (relaţia 7.40). Neglijând frecarea dintre peretele frontal al discului 5 şi sateliţi (zona “a”),

momentul de frecare al elementelor de blocare este:

δ⋅α+

β⋅µ⋅⋅=µ⋅⋅⋅=

rsintg

tgRirMirQM mmf

12

3 (7.45)

Considerând că întreg momentul de frecare al diferenţialului se datorează frecării din cuplajul de blocare , coeficientul de blocare al diferenţialului este:

( )( )δ⋅α⋅β⋅+µ⋅⋅−β⋅

δ⋅α⋅β⋅+µ⋅⋅+β⋅=

sintgtgRrirtgRsintgtgRrirtgR

mr

mrλ (7.46)

Un diferenţial cu cinci discuri de fricţiune în cuplaju1 de blocare la o rază medie rm=38 mm realizează un coeficient de blocare de până la 3,6.

Proprietăţile de blocare ale diferenţialului se pot intensifica prin suplimentarea forţei axiale de presare a cuplajului multidisc, utilizându-se arcuri elicoidale 1 montate între roţile planetare 2 şi 3 (fig. 7.29). In acest caz, peste forţa axială din roţile planetare (relaţia 7.40) se suprapune forţa Qa a arcurilor 1, iar momentul de frecare din cuplaje este; Fig.7.29. Diferenţial autoblocabil

cucuplaje de frecare şi arcuri de presiune

+δ⋅α⋅⋅µ= amf Qsintg

rMirM2

3 . (7.47)

In figura 7.30 este reprezentată construcţia unui diferenţial cu proprietăţi de autoblocare comandate. La această soluţie, discurile cuplajului cu fricţiune sunt montate între carcasa diferenţialului 3 şi axele planetare 4. Apăsarea asupra discurilor se realizează numai de arcurile elicoidale de presiune 5.


274

Solidarizarea la rotaţie a cuplajului 2 cu arborele planetar se face prin intermediul manşonului de cuplare l. În poziţie cuplată (manşonul desenat cu linie continuă), momentul de frecare din cuplaj se suprapune peste momentul transmis de satelit roţii planetare (în acelaşi sens cu el la roata cu viteză unghiulară mai mică şi în sens opus la cea cu viteză unghiulară mai mare)

In poziţie decuplată (linie întreruptă), acţiunea cuplajului asupra diferenţialului încetează, iar diferenţialul se comportă ca un

mm

Mta

cd

Fig.7.30. Diferenţial autoblocabil cu
diferenţial simplu. b. Diferenţiale autoblocabile cu came. Un diferenţial cu largă utilizare la autovehiculele militare cu capacitate
ărită de trecere este diferenţialul cu came. La baza acestor diferenţiale stă ecanismul cu tacheţi reprezentat în figura 7.31. Intre cremalierele cu came 1 şi 4,

care se pot deplasa în ghidaje fixe, se găseşte colivia 2 cu tacheţii 3. Dacă elementul conducător al mecanismului este colivia 2, transmiterea mişcării la cremalierele cu came 1 şi 4 se realizează cu ajutorul tacheţilor 3, datorită efectului de pană ce apare între suprafeţele de contact tacheţi-came. Dacă vitezele celar două cremaliere sunt egale, tacheţii rămân imobili faţă de colivie, iar dacă nu sunt egale, tacheţii se vor deplasa pe direcţia lor axială, fiind împinşi de camele cremalierei încetinite spre cremaliera care îşi va accelera mişcarea. Dacă se imobilizează colivia 2 şi se deplasează una din cremaliere, cealaltă se va mişca în sens opus.

Fig. 7.31

ecanismul cu came şi cheţi al diferenţialelor

autoblocabile

Efectul de autoblocare al mecanismului se datorează alunecării dintre suprafeţele de lucru ale tacheţilor în raport cu camele cremalierelor. La cremaliera întârziată, viteza de alunecare a tachetului este îndreptată în sensul vitezei coliviei, iar la cea în avans, în sens opus. Datorită acestui fapt, forţele de frecare dintre tacheţi şi came măresc forţa transmisă cremalierei întârziate şi o micşorează pe cea transmisă cremalierei în avans.

Când normalele comune la suprafeţele de contact tachet-camă sunt paralele u axa tachetului, forţa transmisă de la tachet la came este zero. In acest caz, eplasarea coliviei ar provoca numai deplasarea tacheţilor, iar cremalierele ar


275

rămâne fixe. Pentru eliminarea acestui dezavantaj sunt posibile mai multe soluţii, dintre care: realizarea camelor cremalierelor 1 şi 4 cu pas diferit, pentru eliminarea posibilităţii de aşezare a tacheţilor faţă de cremaliere la un unghi de transmitere zero; montarea tacheţilor pe două rânduri paralele, decalate cu o jumătate de pas.

In figura 7.32 este reprezentată construcţia unui diferenţial autoblocabil cu came şi tacheţi radiali. Tacheţii 4 sunt amplasaţi radial între camele plane 2 şi 3, montate prin caneluri pe arborii planetari şi fixate în cilindrul 5 (colivie), ce face

corp comun cu carcasa 1 a diferenţialului, care reprezintă elementul conducător. Deoarece pasul camelor este diferit (pentru evitarea situaţiei de netransmitere a momentului), momentul transmis arborilor planetari este pulsator. Acest dezavantaj este eliminat prin aşezarea tacheţilor pe două rânduri paralele. Cele două rânduri acţionează pe roata exterioară 2, iar contactul cu roata interioară 3 se realizează prin două came solidare între ele, având acelaşi profil, decalate cu o jumătate de pas. In acest fel, totdeauna va fi posibilă transmiterea momentului, oricare ar fi poziţia reciprocă a camelor roţii interioare şi roţii exterioare. Astfel, când tacheţii din primul rând se află în poziţii extreme, poziţia cea mai apropiată, sau cea mai îndepărtată de axa de rotaţie a diferenţialului, nu transmit moment, atunci tacheţii celui de-al doilea rând aflaţi într-o poziţie intermediară vor transmite tot momentul.

Fig. 7.32.Construcţia diferenţialului autoblocabil cu came şi tacheţi radiali

In figura 7.33 se reprezintă schema forţelor cu care tachetul 4 acţionează asupra elementelor diferenţialului când camele exterioare 2 sunt întârziate (notaţiile corespund fig. 7.32).

Dreptele KK2 şi KK3 (fig. 7.33,a) sunt normalele comune în punctele K2 şi K3 de contact dintre tachet şi cama 2, respectiv 3.

În punctul K2, asupra camei 2 vor acţiona următoarele forţe: R42, care este reacţiunea din partea tachetului, rezultantă a componentei

normale şi tangenţiale , unde µ este coeficientul de frecare; nR42 µ⋅= nt RR 4242


276

F2 - forţa rezistentă redusă la camele exterioare; forţa F2 se determină cu relaţia:

Fig. 7.33.Schema forţelor cu care tachetul acţionează asupra elementelor diferenţialului

2

22 rn

rXF d

⋅⋅

= , (7.48)

în care: X2 este reacţiunea tangenţială la roata motoare legată de camele 2; rd- raza

dinamică a roţii motoare; n - numărul de tacheţi care lucrează simultan; r2 - distanţa de la centrul de rotaţie O la punctul ; R'K2 r2 - reacţiunea radială din rulmentul carcasei diferenţialului.

Asupra camelor interioare acţionează forţe similare notate cu indicele 3. Asupra tachetului acţionează forţele: R24 - reacţiunea din partea camei exterioare; R34 - reacţiunea din partea camei interioare; R54 - reacţiunea coliviei asupra tachetului. In figura 7.32, b este reprezentat poligonul forţelor care acţionează asupra

elementelor diferenţialului.


277

Pentru cazul considerat ω2 <ω3, reacţiunile R34 şi R24 se determină cu relaţiile:

( )ρ−β=

3

334 sin

FR ; ( )ρ+β=

3

324 sin

FR , (7.49)

unde ρ= arctgµ reprezintă unghiul de frecare dintre suprafeţele aflate în contact. Din poligonul forţelor se observă că:

( )( )ρ+β

ρ−β=

22

2

3

34

24

coscos

RR (7.50)

Coeficientul de blocare al diferenţialului este: ( ) ( )( ) ( )ρ+βρ−β

ρ−βρ+β⋅=

⋅⋅

==λ22

23

32

3

2

33

22

3

2

cossincossin

rr

rFrF

MM (7.51)

Când ω2>ω3, coeficientul de blocare a diferenţialului este:

( ) ( )( ) ( )ρ+βρ−β

ρ−βρ+β⋅==λ

22

32

23

2

3

2

3

cossincossin

rr

MM (7.52)

Din relaţiile (7.51) şi (7.52), condiţiile de blocare ( ∞=λ ) se evită dacă: 90-2ρ < β2,3 < ρ (7.53)

Din analiza relaţiilor (7.51) şi (7.52) se observă că proprietăţile de blocare sunt asimetrice, datorită valorilor diferite ale razelor r2 şi r3, precum şi ale unghiurilor de cuplare β2 şi β3.

Coeficientul de blocare la aceste diferenţiale are valori între 2,5 şi 5. La proiectarea diferenţialelor cu came, o serie de mărimi ce definesc suprafeţele de lucru se adoptă constructiv în funcţie de dimensiunile punţii. In prezent se utilizează trei tipuri de tacheţi definiţi de profilul suprafeţei de lucru, şi anume:

- tachet cilindric plat, cu suprafeţe de contact paralele; pentru acest tip de tachet, profilele camelor sunt evolventice;

- tachet definit de două drepte înclinate racordate cu un arc de cerc; acestui tip de tachet îi corespund profile ale camelar de forma spiralei lui Arhimede;

- tachet cu profilul format din arce de cerc, căruia îi corespund profile ale camelor de forma cicloidală.

c. Diferenţiale autoblocabile cu cuplaje de cursă liberă. In figura 7.34 este reprezentată construcţia unui diferenţial autoblocabil cu cuplaje de cursă liberă. Elementul conducător al diferenţialului este carcasa 1, care are pe suprafaţa cilindrică interioară came profilate. Elementele conduse sunt roţile 3 şi 6 de pe arborii planetari.

Intre carcasa 1 şi roţile 3 şi 6 sunt montate două rânduri de role 2, aşezate în câte o colivie 4 şi 5. Transmiterea momentului de la carcasă la roţile planetare este posibilă dacă în spaţiul dintre ele se blochează rolele. Realizarea acestei condiţii de blocare este posibilă prin crearea unui spaţiu de dimensiune variabilă între elementele interioare şi exterioare ale cuplajului. Pentru ca funcţionarea diferenţialului să fie posibilă în ambele sensuri de deplasare ale automobilului, spaţiul variabil dintre elementele cuplajelor se realizează simetric faţă de dimensiunea maximă (fig. 7.34,b). Dacă între elementele diferenţialului nu există


278

viteze relative, cele două role se blochează în spaţiul cu dimensiune mică, iar momentele transmise celor doi arbori planetari sunt egale. Dacă roţile motoare trebuie să se rotească cu viteze unghiulare diferite, rolele aflate în contact cu elementul condus al roţii înaintate se rostogolesc în canal spre spaţiul cu dimensiune mai mare. In acest fel, transmiterea momentului de la carcasă la roata cu turaţie mai mare încetează, momentul transmiţându-se integral celeilalte roţi.

Pentru ca rolele cuplajului avansat să nu se deplaseze în cealaltă margine a canalului şi să se blocheze, coliviile rolelor sunt legate între ele în aşa fel, încât să se poată limita reciproc deplasarea uneia în raport cu cealaltă la o jumătate din pasul p al canalului (fig. 7.34,c). In acest scop, colivia unui rând de role este prevăzută cu unul sau cu mai multe ştifturi 7 care intră în orificiile 8 ale coliviei celui de-al doilea rând.

Fig. 7.34. Diferenţialul autoblocabil cu cuplaje de cursă liberă

Construcţia unui astfel de diferenţial dă posibilitatea deplasării automobilului în ambele sensuri în orice condiţii de exploatare. Dacă una dintre roţi patinează, momentul transmis acesteia de către diferenţial se anulează, fiind transmis integral celeilalte ( ∞=λ ). De asemenea, dacă se modifică turaţia uneia dintre roţi, cealaltă va continua să se rotească cu turaţia carcasei.

Deşi, prin utilizarea acestei soluţii de diferenţial autoblocabil capacitatea de trecere este mult îmbunătăţită , manevrabilitatea şi maniabilitatea automobilului se înrăutăţesc, deoarece, la deplasarea în viraj, transferul momentului motorului pe o singură roată –cea interioară virajului - va determina, prin valoarea reacţiunii longitudinale, un moment ce se opune efectuării virajului. De asemenea, trecerile bruşte din regimul frânării în cel al demarării şi invers pot genera şocuri de valori


279

însemnate în transmisie. Toate aceste dezavantaje au făcut ca soluţia să aibă utilizare izolată în construcţia de autoturisme de teren.

d. Diferenţiale autoblocabile cu angrenaje speciale. In cazul diferenţialelor autoblocabile cu

frecare interioară, atunci când apare viteză relativă de rotaţie între arborii de antrenare a punţilor faţă şi spate, momentul forţelor de frecare ce apar determină un transfer de moment de la arborele cu turaţia mai ridicată spre arborele cu turaţia mai mică. Pentru un diferenţial interaxial (fig. 7.35), la care raportul razelor de divizare R1 şi R2 ale roţilor

planetare este 2

1

RR

=k , din condiţia de echilibru a

roţilor planetare, momentele statice repartizate punţilor când ω1=ω2 vor fi:

Fig.7.35. Dinamica

diferenţialului interaxial

- pentru puntea motoare faţă (PMF):

cvMk

kM ⋅+

=11 ; (7.54)

- pentru puntea motoare spate (PMS): cvMk

M ⋅+

=1

12

unde Mcv este momentul primit de carcasa diferenţialului de la cutia de viteze. In cazul în care diferenţa dintre turaţiile arborilor 1 şi 2 de antrenare a

punţilor faţă şi respectiv spate este ∆ω=ω1−ω2>0, notând ∆M transferul de moment între punţi, noua distribuţie va fi:

- pentru puntea motoare faţă : M1= kk+1

.Mcv- ∆M;

- pentru puntea motoare spate: M2= k+11 .Mcv+∆M.

Când turaţiile arborilor sunt egale (∆ω=0), transferul de momente nu mai este definit, el situându-se în intervalul +∆M…-∆M, valoarea lui reală fiind definită de condiţiile de aderenţă la cele două punţi în raport cu momentele transmise punţilor. Transferul maxim de momente se produce când diferenţa de turaţii ale arborilor este maximă, situaţie ce corespunde blocării carcasei diferenţialului. Dacă η <1 este randamentul mecanismului când carcasa este blocată, atunci distribuţia de bază a momentelor (relaţia 7.54, pentru η =1 corespunzătoare stării blocate a diferenţialului), devine:

- pentru puntea motoare faţă : M1=η ⋅+ kk

1⋅ ; '

cvM

- pentru puntea motoare spate: M2= k+11 . '

cvM ;


280

- momentul la carcasa diferenţialului: Mcv=M1+M2= k1k1

+⋅η+ . '

cvM ,

sau: - pentru puntea faţă : M1= cvMk

k⋅

η⋅+η⋅

1;

- pentru puntea spate: M2= cvMk

⋅η⋅+1

1 (7.55).

De unde transferul de moment de la arborele 1 la arborele 2 este: ( )

( ) cvM)k(k

kM ⋅η⋅+⋅+

η−⋅=∆ → 11

121 (7.56)

Similar se obţine transferul de la arborele 2 la arborele 1 sub forma:

( )( ) cvM

)k(kkM ⋅

η+⋅+η−⋅

=∆ → 11

12 (7.57)

In cazul unui diferenţial simetric cinematic la care k=1 (încărcare egală a

punţilor), rezultă cvMMMM ⋅η+η−

⋅=∆=∆=∆ →→ 11

21

1221 , de unde expresia

randamentului este:

cv

cv

MM

MM

∆+

∆−

=η21

21 (7.58)

Pentru a obţine un transfer maxim de 20%, respectiv distribuţia momentelor în raportul 30% puntea faţă şi 70% puntea spate (sau 30% puntea spate şi 70% puntea faţa), randamentul mecanismului trebuie să fie: η=0,43. Un astfel de randament nu se obţine prin angrenaje obişnuite, ci numai prin angrenaje speciale.

Un diferenţial autoblocabil cu angrenaje speciale care echipează tot mai multe autoturisme cu tracţiune integrală, fie în poziţie interaxială (AUDI QUATRO), fie ca diferenţial al punţii (LANCIA DELTA HF 4WD, RENAULT ESPACE QUADRA), este diferenţialul autoblocabil TORSEN.

Dacă diferenţialele interaxiale clasice blocabile sau autoblocabile pot fi considerate ca făcând parte din prima generaţie, diferenţialele cu frecare internă mărită şi vîscocuplajele pot constitui cea de-a doua generaţie de diferenţiale, a treia generaţie reprezentând-o diferenţialele autoblocabile cu detectare de cuplu denumite TORSEN (SENsibil la momentul de TORsiune).

Funcţionarea diferenţialului TORSEN utilizează ireversibilitatea angrenajului elicoidal roată-şurub fără sfârşit, în sensul că transmiterea mişcării de la roată la şurub se face la randamente comparabile celorlalte angrenaje de roţi dinţate, în schimb funcţionarea reversibilă devine posibilă, cu randamente foarte reduse, numai dacă elicea danturii are anumite valori.

Compunerea unui diferenţial TORSEN este prezentată în figura 7.36. Fiecare din arborii de ieşire 1 şi 2 sunt solidari cu şuruburile fără sfârşit 3 şi respectiv 4, cu funcţiile roţilor planetare din mecanismul diferenţial. Sateliţii, în


281

număr de trei, sunt montaţi echidistant în carcasa diferenţialului, care reprezintă elementul conducător al mecanismului. Fiecare satelit este un ansamblu compus din două roţi elicoidale 5 şi 5’ şi patru roţi cilindrice 6-6’ şi respectiv 7-7’.

Fig. 7.36. Construcţia diferenţialului TORSEN

Roţile elicoidale 5 şi 5’ se găsesc în angrenare permanentă cu câte unul

dintre şuruburile fără sfârşit 3, respectiv 4. Roţile dinţate cilindrice 5 şi 6, respectiv 5’ şi 6’, sunt solidarizate prin axul comun cu roţile elicoidale 5, respectiv 5’. Cele patru roţi cilindrice angrenate permanent formează două angrenaje paralele care sincronizează rotirea roţilor elicoidale.

La funcţionarea diferenţialului TORSEN se disting următoarele situaţii (fig.7.37):

• la deplasarea rectilinie, când arborii de ieşire 1 şi 2 au viteze unghiulare egale cu viteza unghiulară a carcasei, sateliţii rămân imobili în raport cu propria lor axă, ansamblul funcţionând ca un tot unitar, blocat;

•în curbă, dacă arborele 1 tinde să se rotească mai repede decât carcasa diferenţialului, atunci şurubul 3 antrenează în rotaţie în sens orar roata elicoidală 5. In acelaşi timp arborele 2 tinde să se rotească mai încet, antrenând prin şurubul 4, în rotaţie de sens opus sensului orar, roata elicoidală 5’. Cum roţile cilindrice permanent angrenate 6-6’ şi 7-7’ se rotesc cu viteze unghiulare egale şi de sens opus, este permisă funcţionarea mecanismului. Automobilul descrie curba ca în cazul utilizării unui diferenţial simplu:


282

• dacă în lipsa aderenţei o roată, fie roata antrenată de arborele 1, ar tinde să patineze, atunci accelerarea vitezei de rotaţie s-ar transmite prin angrenajul şurub fără sfârşit 3, roată elicoidală 5 şi angrenajele cilindrice 6-6’ şi 7-7’, angrenajului format din roata elicoidala 5’ şi şurubul 4 de pe arborele 2. Datorită ireversibilităţii ultimului angrenaj, funcţionarea lui nu este posibilă, astfel că în lipsa aderenţei devine imposibilă patinarea uneia dintre roţile punţii. Are astfel loc transferul de cuplu de la roata neaderentă la roata aderentă iar sistemul este blocat;

• la decelerarea automobilului în linie dreaptă şi în aceleaşi condiţii de aderenţă la ambele roţi, arborii 1 şi 2 au

aceiaşi tendinţă de rotaţie. Ca urmare roţile 6-6’ şi 7-7’ aflate în angrenare, tind să se rotească în acelaşi sens orar. Ca urmare, funcţionarea este imposibilă, rezultând blocarea sistemului. In acest mod, diferenţialul TORSEN se comportă ca un sistem ABS, evitând practic orice blocare intempestivă a roţilor. Acest efect pozitiv prezintă pentru securitatea activă a automobilului un avantaj imposibil de negat.

Fig.7.37. Funcţionarea diferenţialului TORSEN

In plus, la diferenţialele TORSEN sunt de considerat şi următoarele aspecte:

- randamentul mecanic la transmiterea puterii de autopropulsare, uşor inferior diferenţialelor simple, rămâne superior randamentelor diferenţialelor cu frecare mărită;

- ca dimensiuni este comparabil diferenţialelor simple; - performanţele dinamice, cu coeficientul de blocare λ=5…7, sunt

comparabile cu cele ale diferenţialelor cu discuri multiple de frecare. Deoarece, prin construcţie, diferenţialul TORSEN permite o distribuţie

statică a momentelor de cel mult 53/47, practic utilizarea ca diferenţial interaxial se recomandă doar în cazul automobilelor cu încărcări aproximativ egale pe punţi.

7.3. Distribuitoare şi reductoare-distribuitoare Distribuitorul (sau cutia de distribuţie), amplasat în aval de cutia de viteze,

realizează divizarea fluxului de putere pentru autopropulsare în două ramuri transmise câte unul fiecăreia dintre punţile motoare. In cazul în care în afara divizării momentului se realizează şi o amplificare a lui, construcţia se numeşte reductor-distribuitor (sau cutie reductor-distribuitor).

Distribuitoarele, deşi simple constructiv, datorită limitării calităţilor de tracţiune la posibilităţile oferite de treptele cutiei de viteze sunt folosite la


283

autoturisme sport, sau la unele vehicule utilitare dezvoltate din autoturismele 4x2 prin adăugarea unui lanţ cinematic suplimentar, format dintr-un subansamblu de distribuire a fluxului de putere între punţi şi o transmisie longitudinală pentru antrenarea celei de-a doua punte motoare.

In figura 7.38 se prezintă construcţia şi schema cinematică de organizare pentru un distribuitor constituit dintr-un diferenţial simplu simetric cu roţi dinţate conice (VW),.

Fig.7.38.Diferenţial interaxial simplu simetric:

a-construcţie; b-schema cinematică de organizare

Elementul conducător, care primeşte puterea de la cutia de viteze CV, prin carcasa 1 a diferenţialului, este axul 2 al sateliţilor, iar elementele conduse sunt roţile planetare 3 şi 4 solidare respectiv cu arborii 5 şi 6 pentru antrenarea punţilor faţă (PMF) şi spate (PMS). Utilizarea diferenţialului interaxial simplu oferă posibilitatea eliminării circulaţiei puterii parazite în sistemul transmisiei, în schimb conduce la limitarea calităţilor de tracţiune în cazul deplasării pe drumuri grele la forţa capabilă a fi dezvoltată de roţile cu aderenţa redusă. Pentru evitarea patinării roţilor uneia dintre punţi, în cazul deplasării pe căi cu aderenţă redusă, cu ajutorul mufei de cuplare 7 se poate realiza blocarea diferenţialului printr-o comandă dată de conducătorul autoturismului. Soluţia este insuficientă pentru cazurile în care condiţiile de aderenţă variază frecvent, precum şi al autoturismelor cu performanţe dinamice deosebite, când aprecierea conducătorului poate conduce la evaluări eronate asupra necesităţii blocării diferenţialului interaxial. Raţională pentru astfel de autoturisme este utilizarea unui diferenţial interaxial cu proprietăţi asimetrice de blocare. Construcţia şi schema de organizare cinematică a unui distribuitor interaxial dezvoltat dintr-un mecanism planetar cu roţi cilindrice şi angrenare mixtă cu proprietăţi asimetrice de blocare se prezintă in figura 7.39 (Porsche).


284

Fig.7.39. Diferential interaxial cu proprietăţi asimetrice de blocare:

a- construcţie; b-schema cinematică de organizare

Cinematic, funcţionarea este asemănătoare cazului precedent, poziţiile marcate având aceeaşi semnificaţie ca mai înainte. Cuplajul multidisc montat între elementul conducător şi arborele de antrenare al punţii spate face ca, în viraj, atunci când roţile faţă se rotesc cu viteze unghiulare mai mari decât ale roţilor spate, coeficientul de blocare al diferenţialului să ia valoarea minimă. Când însă roţile din spate se rotesc mai repede decât cele din faţă (puntea din spate tinde să patineze), coeficientul de blocare ia valoarea maximă, care conduce la autoblocarea diferenţialului şi la depăşirea de către automobil a situaţiei de aderenţă redusă.

Construcţia unui distribuitor cu transfer variabil de moment controlat prin vîscocuplaj este prezentată în figura 7.40.

Fig. 7.40. Distribuitor cu transfer variabil de moment controlat prin vîscocuplaj:

a-construcţie; b-schema cinematică de organizare


285

Distribuitorul este compus din mecanismul planetar cu roţi cilindrice şi angrenare mixtă 1 şi vîscocuplajul 2 în montaj arbore-carcasă. Atâta timp cât roţile motoare au viteze unghiulare egale, repartiţia momentului este făcută în proporţiile 1/3-faţa şi 2/3 spate. La tendinţa de patinare a roţilor uneia din punţi,, intrarea în funcţiune a vîscocuplajului redistribuie momentele până la limita încetării patinării roţilor.

In figura 7.41 se prezintă construcţia unui distribuitor interaxial pentru un automobil cu dispunerea transversală a motorului (Ford MTX 75 4x4).

Fig. 7.41. Distribuitor cu diferenţial interaxial asimetric pentru

dispunerea transversală a motorului; a-construcţie; b- schema cinematică de organizare

Ca şi în cazul precedent, mecanismul divizor de flux este un diferenţial

asimetric cu roţi cilindrice şi angrenare mixtă. Elementul conducător este braţul 1 al seteliţilor, care primeşte mişcarea de la cutia de viteze printr-un angrenaj cilindric ce compune transmisia principală. Elementele conduse ale divizorului de fux de putere sunt arborii 2 şi 3, primul, 2, pentru antrenarea diferenţialului 4 al punţii faţă, iar al doilea, 3, pentru antrenarea, prin angrenajul conic 5-6 transmisiei longitudinale pentru antrenarea punţii motoare spate. Vîscocuplajul 7, în dispunerea de tip arbore-carcasă în circulaţia fluxului divizat de putere, asigură îmbunătăţirea calităţilor de trecere în teren greu şi cu aderenţă scăzută.

Reductoarele-distribuitoare, prin posibilitatea cuplării facultative a uneia dintre cele două rapoarte de transmitere posibile, asigură îmbunătăţirea calităţilor


286

de tracţiune ale automobilului prin dublarea gamei de rapoarte de transmitere realizabile în transmisie.

In figura 7.42 se prezintă construcţia şi schema cinematică de organizare a unui reductor-distribuitor cu două trepte cu legătură cinematică rigidă între punţi (ARO). In carterul reductorului-distribuitor, ataşat de carterul cutiei de viteze, sunt montaţi trei arbori. Elementul conducător este arborele secundar 1 al cutiei de viteze, iar elementele conduse sunt arborii 5 şi 8 de antrenare a punţilor faţă şi respectiv spate. Legăturile dintre arborii conduşi şi conducători se realizează, în funcţie de treapta cuplată, prin lanţuri cinematice rigide din angrenaje de roţi dinţate.

Fig. 7.42. Reductor–distribuitor cu legătură cinematică rigidă

şi arbori conduşi paraleli: a-construcţie; b- schema cinematică de organizare

Pentru treapta normală “N” (sau rapidă), cu raport de transmitere unitar,

prin deplasarea spre stânga a mufei 3 se realizează o cuplare directă între arborele conducător 1 şi arborele secundar 5 pentru antrenarea punţii motoare spate. Cuplarea facultativă a punţii din faţă se face prin deplasarea spre stânga a mufei 10, când fluxul de putere se transmite arborelui 8 prin roţile dinţate 8,12,11 şi mufa 10.

Pentru treapta reducătoare ”R” (sau înceată), prin deplasarea spre dreapta a mufelor 3 şi 10, fluxul de putere, ajuns prin angrenajul roţilor dinţate 2 şi 12 la arborele intermediar 7, este transmis arborelui secundar 5 pentru antrenarea punţii


287

motoare din spate prin rotile dinţate 6, 4 şi mufa 3 şi a arborelui secundar 8 pentru antrenarea punţii motoare faţă prin roţile 6,9 şi mufa 10. Raportul de transmitere al treptei reducătoare este, în utilizarea ARO, iR=2,13.

Pentru utilizarea raţională a performanţelor oferite de tracţiunea 4x4 şi de treapta înceată, reductorul-distribuitor este conceput să funcţioneze în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R, respectiv treapta reducătoare să fie utilizată numai în varianta 4x4.

O construcţie similară de reductor-distribuitor cu legătură cinematica rigidă este prezentată în figura 7.43 (Renault). Organizarea mecanismului reductor, fără

Fig. 7.43. Reductor–distribuitor cu legătură cinematică rigidă

şi arbori conduşi coaxialii: a-construcţie; b-schema cinematică de organizare

priză directă, are arborii secundari 1 şi 2 de antrenare ai roţilor faţă şi spate coaxiali, legaţi de arborele secundar al cutiei de viteze prin două lanţuri cinematice paralele de roţi dinţate. Prin deplasarea mufei 3 spre stânga se realizează funcţionarea în treapta normală, iar prin deplasarea spre dreapta se asigură cuplarea treptei reducătoare. Cuplarea facultativă a punţii faţă se face cu ajutorul mufei 4, care, deplasată axial spre dreapta, realizează priză directă între arborii 1 şi 2.

Particularitatea reductorului-distribuitor din figura 7.44,a (Mercedes) constă în lipsa arborelui intermediar. Funcţionarea se realizează în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R, conform schemelor b,c,d din figura 7.44.

Reductor distribuitorul din figura 7.45,a (VW-Taro), este compus din înserierea unui reductor în două trepte cu divizor de flux constituit dintr-un lanţ cinematic de roţi dinţate.


288

Fig.7.44. Reductor-distribuitor fără arbore intermediar

Fig.7.45. Reductor-distribuitor cu mecanisme înseriate.


289

Treapta normală este de priză directă când, prin deplasare axială spre stânga, mufa 1 realizează legătura directă dintre arborele secundar 2 al cutiei de viteze şi arborele 3 de antrenare a roţilor spate. Antrenarea facultativă a punţii din faţă se realizează cu ajutorul mufei 4, care, deplasată axial spre stânga, solidarizează roata dinţată 5 cu arborele 2, asigurându-se transferul fluxului de putere spre arborele secundar 6 pentru antrenarea punţii faţă. Cuplarea treptei reducătoare se obţine prin deplasarea axială a mufei 1 spre dreapta, situaţie în care intră in funcţiune lanţul cinematic al roţilor dinţate 7,8,9 şi 10. Funcţionarea în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R se face conform schemelor b,c,d din figura 7.45.

La reductorul-distribuitor din figura 7.46 (Toyota), reductorul cu două trepte este constituit dintr-un mecanism planetar cu roţi dinţate cilindrice şi angrenare mixtă, iar distribuitorul este format din transmisia cu lanţul 4 dintre arborii secundari 5 şi 6 de antrenare a punţilor faţă şi respectiv spate.

Fig.7.46. Reductor-distribuitor cu mecanisme înseriate şi distribuitor cu lanţ


290

Selectarea treptelor reductorului se face cu mufa 1. Treapta normală este de priză directă şi se obţine când, prin deplasarea axială spre dreapta a mufei 1, se blochează grupul planetar. Treapta reducătoare se obţine când, prin deplasare axială spre stânga a mufei 1, roata planetară 2 devine element fix, grupul planetar funcţionând după schema 3 din Tabelul 4.3.

Cuplarea facultativă a punţii din faţă se face prin deplasarea axială spre stânga a mufei 3.

7.4. Mecanisme de rulare liberă La autoturismele tot-teren, pentru cuplarea/decuplarea facultativă a roţilor

faţă, în funcţie de condiţiile deplasării, în lanţul cinematic de antrenare a roţilor faţă se utilizează mecanisme de rulare liberă. Utilizarea cuplajelor de rulare liberă a roţilor faţă determină reducerea consumului de combustibil şi a zgomotului, deoarece oferă posibilitatea opririi lanţului cinematic de antrenare a roţilor din faţă atunci când automobilul este utilizat în varianta 4x2.

In figura 7.47 este prezentată construcţia unui mecanism de rulare liberă cu comandă manuală sub sarcină (ARO).

Fig.7.47. Mecanism de rulare liberă

Butucul canelat 1, solidar la rotaţie cu arborele transmisiei la roata motoare

faţă, este fixat axial în corpul 3 prin intermediul unei bucşe antifricţiune 4. Elementul care realizează, la comandă, cuplarea sau decuplarea mecanismului este manşonul canelat 2, solidar la rotaţie cu corpul 3 al mecanismului. Comanda cuplării, respectiv decuplării, este realizată de o transmisie şurub-piuliţă compusă din bucşa filetată 5 şi şaiba de acţionare 6, ghidată în carcasa 7, culisantă în corpul 3. Pentru cele două faze de funcţionare sunt prevăzute arcul de cuplare 8 şi arcul de revenire 9 şi discul de control 10, prin intermediul căruia conducătorul acţionează mecanismul.


291

Pentru cuplarea roţilor faţă, pentru funcţionarea tracţiunii 4x4, discul de control 10 se roteşte din poziţia 4x2 în poziţia 4x4 inscripţionată pe capacul 11. La rotirea discului de control 10, şaiba de acţionare 6 se va deplasa în carcasa 7 comprimând arcul 8, astfel că prin carcasă se exercită apăsare asupra manşonului 2, care va fi obligat să avanseze spre canelurile exterioare ale butucului 1. La punerea în mişcare a autoturismului, canelurile manşonului 2 se vor întrepătrunde cu canelurile butucului 1 pe o distanţă egală cu deplasarea şaibei de acţionare 6 şi astfel se solidarizează la rotaţie roata faţă cu transmisia punţii faţă.

Decuplarea se realizează prin aducerea discului de control 10 în poziţia 4x2 marcată pe capacul 11, revenirea mecanismului în poziţia iniţială fiind asigurată de arcul 9.

7.5. Transmisii 4x4 Printre multiplele probleme care îi preocupă pe constructorii de automobile

cu tracţiune integrala (4x4) este şi aceea a modului de organizare a transmisiei. Autoturismele 4x4 cu calităţi dinamice sporite sunt dezvoltate din

autoturisme 4x2 cărora, la lanţul cinematic iniţial, li s-a adăugat un lanţ cinematic care asigură transferul fluxului de putere şi la cea de-a doua punte a autoturismului.

In figura 7.48 sunt prezentate soluţii de tracţiune 4x4 derivate din tracţiunea faţă.

In figura 7.48,a, cu motorul dispus transversal divizarea fluxului de putere se face printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig. 7.41.

In figura 7.46,b şi c, cu motorul dispus longitudinal, divizarea fluxului de putere se face, pentru cazul b, printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig. 7.38, iar pentru cazul c, printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig.7.42.

Fig.7.48. Soluţii de tracţiune 4x4 derivate din tracţiunea faţă

Automobilele echipate cu sisteme ce asigură transfer variabil al fluxului de putere cu control exterior în limite largi, prin utilizarea vîscocuplajelor, sunt dezvoltate din schemele prezentate în figura 7.49.

In figura 7.49,a este prezentată o parte din lanţul cinematic al tracţiunii integrale derivată din tracţiunea spate (ex. BMW 325 iX), iar în figura 7.49,b este prezentat lanţul cinematic al tracţiunii integrale derivat din tracţiunea faţă. Fluxul de putere la ieşirea din cutia de viteze C.V. este împărţit la cele două punţi motoare faţă (PMF), respectiv spate (PMS), printr-un mecanism planetar cu roţi cilindrice şi angrenare mixtă. Controlul transferului de putere între punţi, atunci când se manifestă tendinţa de patinare a roţilor uneia dintre punţi, se face prin vîscocuplajul V. In acest caz vîscocuplajul realizează o legătura de tip “arbore-arbore”.


292

Fig. 7.49. Soluţii de tracţiune 4x4 cu transfer variabil de moment

Dezvoltată din schema prezentată în figura 7.49,b, se prezintă în fig. 7.49,c organizarea unei transmisii integrale controlată prin doua vîscocuplaje (Nissan Atesa). Vîscocuplajul 1 controlează transferul interaxial al momentului, iar vîscocuplajul 2, controlul transferului momentului între roţile punţii spate. Intr-o asemenea organizare cinematică, calităţile de tracţiune ale automobilului sunt deosebite, asigurându-se performanţe ridicate la demaraj, stabilitate şi maniabilitate şi legătură controlabilă între pneu si cale.

In figura 7.50 este prezentată schema transmisiei integrale Lancia Delta HF 4DW. Distribuţia momentului între punţi este făcută printr-un mecanism planetar cu angrenare mixtă şi autoreglare vîscoasă cu un vîscocuplaj în montajul “arbore-arbore”, iar controlul repartizării momentului motor între roţile punţii spate se face printr-un diferenţial autoblocabil TORSEN.

Fig. 7.50. Tracţiunea 4x4 Lancia Delta HF 4DW


293

In figura 7.51 se prezintă varianta constructivă a tracţiunii permanente 4x4 la care cuplajul vîscos realizează efectiv transmiterea fluxului de putere şi nu numai reglarea vîscoasă a distribuţiei interaxiale. Soluţia este folosită de modelele VW SINCRO şi Renault Espace Quadra.

Fig.7.51. Tracţiunea 4x4 Renault Espace Quadra

Cuplajul vîscos asigură, în orice situaţie, condiţiile de conducere dorite,

chiar în cazul variantei cu diferenţial interaxial cu vîscocuplaj, neputând fi însă stabilite condiţii de blocare pentru fiecare situaţie întâlnită în exploatare. Prin controlul electronic al unităţii vîscoase se obţine o legătură controlată între roţi şi cale, indiferent de starea căii de rulare.

In figura 7.52 se prezintă organizarea generală a tracţiunii 4x4 cu comandă electronică a vîscocuplajelor. Comanda vîscocuplajului interaxial 3 (fig.7.52,a-prototip FIAT) este asigurată de unitatea electronică de comanda 1, corelată cu sistemul hidraulic de control 2, al sistemului de antiblocare a frânelor ABS.

La soluţia din figura 7.52,b, variaţia momentului motor transmis la punţile motoare, în funcţie de distribuţia dinamică a sarcinilor pe punţi şi de aderenţa roţilor pe cale, se face cu ajutorul unui diferenţial interaxial 1, o transmisie continuă 2 de tip CVT şi o unitate vîscoasă 3, cu rol de cuplare-decuplare a punţii motoare faţă.

In figura 7.53 sunt prezentate principalele organizări ale tracţiunii 4x4 la autoturisme cu performante dinamice sporite. Corespunzător figurii 7.53, în tabelul 7.7 sunt prezentate principalele caracteristici constructive ale autoturismelor considerate.


294

Fig.7.52. Tracţiunea 4x4 cu control electronic:

a-prototip FIAT; b-Steyer-Daimler-Puchprototip

Fig.7.53. Organizarea tracţiunii 4x4 la autoturisme cu performanţe dinamice sporite


295

Tabelul 7.7. Autoturisme 4x4-caracteristici

Tip diferential Repartizarea puterii

Model

faţa central spate faţa spate AUDI 80/90 QUATRO

AUDI 100/200 QUATRO

TORSEN Clasic +blocare

50% 50%

BMW 325 37% 63% FORD

Siera 4x4 FORD

Scorpio 4x4

Clasic +vîscocuplaj 34% 66%

Lancia Delta HF Integrale

Torsen

Lancia Prisma Integrale

Mecanism planetar cu roţi cilindrice şi angrenare mixtă

+ vîscocuplaj

Clasic +vîscocuplaj

56% 44%

Mazda 323

Mecanism planetar cu roţi cilindrice şi

angrenare mixtă + blocare

clasic

Toyota Corolla 4WD

Clasic+ blocare clasic

50% 50%

Porsche 959

Cuplaj multidisc Clasic+ cuplaj

multidisc

20/40% 80/60%

Mercedes 4 Matic

Mecanism planetar cu roţi cilindrice şi

angrenare mixtă+ blocare

Clasic, +blocare

35% 65%

VW Golf/Jefa Syncro

Simplu simetric cu roţi dinţate conice

(Clasic)

Clasic + roată liberă cu blocare

90% 10%

VW Transporter

Clasic+blocare

Vîscocuplaj

Clasic +blocare

10% 90%

Pentru autoturismele 4x4 tot-teren în figura 7.54 se prezintă o

sistematizare a principalelor mecanisme specifice tracţiunii integrale, locul lor de amplasare precum şi firmele şi modelele care le utilizează.

Soluţia de organizare 4x4 permanent cuplat are în frunte firma ROVER prin cele două modele ale sale, LAND ROVER şi RANGE ROVER, urmată de MERCEDES BENZ şi LADA NIVA. Dintre celelalte firme producătoare de autoturisme de teren, la această soluţie a mai aderat TOYOTA, prin modelul Toyota HDJ-80VX.


296

Fi

g.7.

54. O

rgan

izar

ea tr

acţiu

nii 4

x4 t

ot-te

ren


297

Pentru eliminarea fenomenului de circulaţie parazită de puteri, care la viteze mari poate duce la distrugerea transmisiei, cu excepţia modelului RANGE ROVER echipat cu vîscocuplaj, toate celelalte modele sunt echipate cu diferenţiale interaxiale simple, blocabile.

In privinţa diferenţialelor punţilor (axiale), acestea sunt simple (Range Rover, Land Rover, Lada Niva), blocabile (Mercedes 300 GE, Toyota HDJ-80VX), sau autoblocabile cu suprafeţe multiple de frecare (Dangel 504 D Pick-Up).

Organizarea 4x4 facultativ cuplat (comandat) domină fabricaţia de autoturisme tot-teren, oferind comparativ cu celălalt tip, câteva avantaje: consumuri reduse de combustibil, mai ales la viteze superioare, zgomot redus la cuplarea 4x2, uzuri reduse în transmisie, nivel al vibraţiilor mai redus. Având în vedere că cea mai mare perioadă a timpului, autoturismul se utilizează în varianta 4x2, diferenţialele interaxiale în această variantă cunosc o utilizare limitată (Jeep Cherochee). Elementul de noutate îl aduce firma MITSUBISHI, prin modelul Pajero, care, deşi este un 4x4 cu cuplare facultativă, utilizează un diferenţial autoblocabil prin cuplaj vîscos, asigurându-se în varianta 4x2 funcţionare silenţioasă şi consumuri mici, cât şi o încărcare normală a transmisiei la orice viteză şi pe orice drum în varianta 4x4.

Pentru puntea din faţă, în toate cazurile, se utilizează diferenţiale simple. La puntea din spate, diferenţialele simple se păstrează la modelele Nissan Patrol 2800 D6, Opel Frontera, Suzuki Samurai, Suzuki Vitara, dar cele mai multe autoturisme 4x4 tot-teren utilizează, în puntea din spate, diferenţiale autoblocabile cu suprafeţe multiple de frecare (Auverland, Bertone, Jeep Cherokee, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol 2800 D6, Nissan King Cab, Nissan Terrano, Opel Frontela, Toyota Hi-Lux), sau blocabile (ARO 10, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol GR 2800).

La aceste autoturisme, cu excepţia modelelor firmelor Jeep, Auverland şi a modelului Nissan Patrol 2800 B6, toate astfel de autoturisme sunt echipate la roţile punţii din faţă cu mecanisme de rulare liberă.

Marile firme echipează modelele noi cu mecanisme automate de rulare liberă (Bertone, Chevrolet Blazer, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol, Opel Frontera, Toyota LU-73 DT), dar şi mecanismele cu acţionare manuală sunt încă destul de utilizate (ARO, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol, Suzuki, Toyota HI-LUX).

In privinţa perspectivei de echipare a autoturismelor 4x4 tot-teren (fig. 7.55) se disting următoarele tendinţe:

• 4x4 permanent cuplat (fig.7,55,a): diferenţialul ineraxial va fi cu autoreglare vîscoasă, diferenţialul puntii spate va fi autoblocabil sau blocabil, iar cel al punţii din faţă simplu, cel mult blocabil; este foarte posibil ca diferenţialele autoblocabile cu suprafeţe multiple de frecare să fie înlocuite, cel puţin la autoturismele cu caracter recreativ, cu diferentiale autoblocabile TORSEN;

• 4x4 facultativ cuplat (fig.7,55,b): se vor dezvolta spre varianta 4x4 permanent cuplat, fără însă a se renunţa la posibilitatea 4x2 (soluţia Mitsubishi Pajero). Diferenţialele interaxiale vor fi, la modelele “lux”, cu autoreglare vîscoasă, iar la cele “utilitare” vor fi blocabile.


298

a) b)

Fig.7.55. Perspectivele tracţiunii 4x4 tot-teren: a-4x4 permanent cuplat; b-4x4 facultativ cuplat

Diferenţialele spate sunt autoblocabile sau blocabile, iar cele faţă, simple,

cel mult blocabile. Este foarte posibil ca diferenţialele autoblocabile cu suprafeţe multiple de frecare utilizate la puntea spate să fie înlocuite cu diferenţiale TORSEN.

BIBLIOGRAFIE 1. Alexandru, P. ş.a. Mecanismele direcţiei autovehiculelor, Editura tehnică,

Bucureşti, 1977. 2. Cristea, D.,ş.a. Cars Electronic Train Management, Al 6-Congres E.A.E.C. :

" LIGHTWIGT AND SMALL CARS THE ANSWER TO FUTURE NEEDS", Cernobbino, Italia, 2-4 iulie 1997.

3. Derreumax, B. Les transmissions, E.T.A.I., Imprimerie P. FOURNIÉ, Paris, 1991.

4. Dudiţă, F. ş.a. Cuplaje mobile homocinetice, Editura tehnică, Bucureşti, 1974. 5. Frăţilă, Gh. Calculul şi construcţia automobilelor, Editura didactică şi

pedagogică, Bucureşti, 1977. 6. Ghiulai,C., Vasiliu Ch. Dinamica autovehiculelor, Editura didactică si

pedagogică Bucureşti, 1975 7. Gorianu, M., ş.a. Propulsia şi circulaţia autovehiculelor cu roţi, Editura

ştiinţifică şi enciclopedică, Bucureşti, 1987. 8. Leske A., Schäffler, R. Gertribe, Vogel Bucverlag , Technische Akademie des

Kraftfahrzeuggewerbes, 1994. 9. Macarie, T., Tabacu, I. L'influence de l'organisation générale de la traction

sur la capacité de frenaje de l'automobile, Journées européennes du Freinage, Lille-France, 9-10 decembrie 1998.

10. Macarie, T., ş.a. Concerning the maximum possibilities of active safety offered integral traction, Conferinţa internaţională: “MOTAUTO'97”, Ruse, Bulgaria, 14-16 octombrie 1997.

11. Marcu, S., ş.a. Direcţii de evoluţie în organizarea transmisiei autoturismelor de teren, A VII-a Conferinţă Naţională de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

12. Marinescu, D., ş.a. Aspecte ale evoluţiei transmisiilor cu variaţie continuă pentru autoturisme , A VII-a Conferinţă cu participare internaţională: “CAR'97”, vol. A , Piteşti , 20-22 noiembrie 1997.

Bibliografie 300

13. Marinescu, D., Tabacu, St. Evaluarea caracteristicii exterioare a motoarelor cu ardere internă, A VII-a Conferinţa Naţională de Termotehnică, Vol III, Piteşti, 29-30 mai 1998,

14. Miloiu, Gh. ş.a. Transmisii mecanice moderne, Editura tehnică, Bucureşti, 1980.

15. Mitschke, M. Dynamik der Kraftfahreuge, Band A: Antrieb und Bremsung, Springer- Verlag, Berlin Heidelberg New York, 1982.

16. Mondiru, C. Automobile Dacia, diagnosticare, întreţinere, reparare, Editura tehnică, Bucureşti, 1998.

17. Preukshat, A. Fahrwerktechnik: Antriebsarten, Vogel Buchverlag Würzburg, 1988.

18. Poţincu, Gh. şi Tabacu, I. Sistemele automobilului, Litografia Institutului Politehnic Bucureşti, 1973.

19. Poţincu, Gh., Hara, V. şi Tabacu, I. Automobile, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1980.

20. Poţincu, Gh., Dinamica autovehiculelor, Vol. I, Litografiat Universitatea din Piteşti, 1997.

21. Tabacu, I. Calculul şi Construcţia automobilelor, Indrumar de laborator, Litografiat Institutul de Subingineri Piteşti, 1985.

22. Tabacu, I. ş.a. Dinamica autovehiculelor, Indrumar de proiectare, Litografiat Universitatea din Piteşti, 1990.

23. Tabacu, I. Consideraţii asupra condiţiilor de determinare a rapoartelor de transmisiilor mecanice în trepte utilizate la autoturisme, Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 1/1990.

24. Tabacu, I., The integral traction at the adherence limit through the control of the relative sliping of the wheels, A 4-a Conferinţă internatională: “ESFA’91”, Vol.II, Bucureşti , 25-26 octombrie 1991.

25. Tabacu, I. Limitele de oportunitate pentru soluţia tracţiunii integrale la autoturisme; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 3/1992.

26. Tabacu, I., Marinescu, D. Posibilităţi de acordare cinematică între motorul termic şi transmisie printr-o cutie de viteze cu variaţie continuă a raportului de transmitere, A V-a Conferinţă naţională de automobile: “CAR'92”, vol. A, Piteşti, 20-22 noiembrie 1992.

27. Tabacu, I., ş.a. Mecanismul modelarii momentului la roata de propulsie pentru realizarea tracţiunii la limita aderenţei, A VII-a Conferinţă Naţională de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

28. Tabacu, I., ş.a. Posibilităţi de realizare a tractiunii 4x4 cu control automat al alunecării relative roţi-cale A VII-a Conferinţă Naţională de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

29. Tabacu,I. The integral traction at the adherence limit throudh the control of the relative sliping of the wheels, Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr.3/1993.

30. Tabacu, I., ş.a. Contribuţii privind realizarea unui autoturism economic pentru traficul urban; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 4/1993.

Bibliografie

301

31. Tabacu, I. ş.a. Influence of the Wheel drive rigid kinetic link on the wheel behaviour during maximum braking; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 4/1995.

32. Tabacu, I., ş.a. Adaptarea motorului cu ardere interna la condiţiile autopropulsării prin echiparea cu CVT, A 6-a Conferinţă internatională: “ESFA’98”, Vol. I, Bucureşti, 5-6 noiembrie 1998.

33. Untaru, M., ş.a. Dinamica autovehiculelor pe roţi, Editura didactică şi pedagogică , Bucureşti, 1981.

34. Untaru, M., ş.a. Calculul şi construcţia autovehiculelor, Editura didactică şi pedagogică , Bucureşti, 1982.

35. Untaru, M., ş.a. Construcţia şi calculul automobilelor, Editura tehnică, Bucureşti, 1974.

36. Untaru, M., ş.a., Automobile, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti 1975.

37. Voinea, M. Proiect de diplomă, Universtatea din Piteşti, 1998. 38. * * * Manualul inginerului mecanic: Mecanisme; Organe de maşini, Dinamica

maşinilor, Editura tehnică, Bucureşti, 1975. 39. * * * Manualul inginerului mecanic :Materiale, Rezistenţa materialelor,

Stabilitatea elastică; Vibraţii, Editura tehnică, Bucureşti, 1976. 40. * * * Les cahiers de l’automobile, tome 3, Conception et réalisation Régie

Nationale des Usines Renault, E.T.A.I., 1979. 41. * * * Elaborarea unui program de calcul de acordare a transmisiei

autoturismului în funcţie de caracteristicile motorului şi de performanţe impuse automobilului, Contractul Nr. 11/1983, IIS Piteşti, beneficiar ICSITA Piteşti.

42. * * * Program pentru calculul de determinare a marimilor cinematice ale transmisiilor autoturismelor funcţie de performanţe impuse de demaraj, consum de combustibil, dinamice şi de de trafic, Contractul Nr. 4/1984, IIS Piteşti, beneficiar ICSITA Piteşti

43. * * * Studiul capacităţii de trecere a autovehiculelor, Contractul Nr. 131/1991, Universitatea din Piteşti, beneficiar S. C. ARO S.A. Câmpulung

44. * * * Optimizări parametrice ale echipamentului motopropulsor al autoturismului Dacia 1300 pentru trafic urban, Contractul Nr. 140/1992, Universitatea din Piteşti, beneficiar MASTER S.A. Bucureşti

45. * * * Cercetări şi dezvoltarea de caroserii şi echipamente mecanice pentru creşterea performanţelor automobilelor, Contract Nr. 125C/1994, Tema A.5., Faza 5.7., S.C. CESAR-ARO S.A. Câmpulung, beneficiar Ministerul Cercetării.

46. * * * Transmisia integrală autoadaptivă la condiţiile de drum pentru autovehiculele ARO 24 prin utilizarea de vascocuplaje şi diferenţiale Torsen, Contract Tema B2, Faza 1, S.C. CESAR-ARO S.A. Câmpulung, beneficiar Ministerul Cercetării

47. * * * “Revue Technique Automobile” Colecţia 1995…1998. 48. * * * Colectia de STAS-uri referitoare la construcţia de automobile.

TRANSMISII

Documents

Transcript of TRANSMISII