Universitatea Politehnica Bucureşti

Facultatea de Transporturi

Departamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT

Automobile II

Cadrul didactic indrumator: S.l. drd. ing. Viorel Dragan

Student: CLIPCEA IONEL-IULIAN

Grupa: 8401B

An universitar 2012-2013

Tema de proiect 1

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala, privind dinamica tractiunii si consumul de combustibil, pentru un autovehicul avand urmatoarele caracteristici:

- tipul autovehiculului: autoturism;- caroserie: monovolum; - numar locuri: 9 ( 8+1 );- viteza maxima in palier: 170 km/h;- MAC;- formula rotilor: 4x2 (totul fata);

Bibliografie:

1. Gh. Fratila, Calculul si constructia autovehiculelor rutiere, Ed Didactica si pedagocica Bucuresti, 1982;

2. Aurel P. Stoicescu, Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor, Ed Tehnica Bucuresti, 2007;

3. A. Stoicescu , Dinamica autoveehiculelor pe roti,Ed Didactica si pedagogica, Bucuresti, 1981;

4. Mircea Oprean, Notite de curs la disciplina “Transmisii de autovehicule”, 2011-2012;

5. C. Andreescu, Notite de curs la disciplina “Dinamica autovehiculelor”, 2011-2012;

6. V. Mateescu, Notite de curs la disciplina “Sisteme de franare, directie si suspensie”, 2012-2013;

Continutul proiectului:

2

Partea I. Proiectarea schimbatorului de viteze

Capitolul 1.Etajarea S.V.(diagrama ferastrau)

Capitolul 2.Determinarea performantelor de tractiune

2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune

2.2. Trasarea caracteristicii dinamice

2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor

2.4. Trasarea caracteristicii de demarare

Capitolul 3.Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. care se proiecteaza

Capitolul 4.Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea nr de dinti pt rotile dintate

Capitolul 5.Calculul si proiectarea mecanismului redactor

5.1. Roti dintate(doua perechi)

5.2. Arbori

5.3. Lagare

Se intocmeste desenul de ansamblu la scara a S.V. care va cuprinde:sectiunea longitudinala a S.V.

Partea II. Proiectarea puntii si a suspensiei din spate

Capitolul 1.Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din spate si alegerea justificata a solutiei pentru puntea care se proiecteaza

Capitolul 2.Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din spate si alegerea justificata a solutiei pentru suspensia care se proiecteaza

Capitolul 3.Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala,diferentialul,arborii planetari)

3

Capitolul 4.Calculul si proiectarea suspensiei

4.1. Elemente elastice

4.2. Alegerea amortizoarelor

4.3. Bara stabilizatoare

Se intocmeste desenul de ansamblu, la scara, al puntii cu suspensia din fata care va cuprinde vederea din fata ,vederea de sus,sectiuni prin articulatii.

4

Partea I Proiectarea schimbatorului de viteze

Capitolul 1. Etajarea schimbatorului de viteze si repartizarea rapoartelor de transmitere. Trasarea diagramei fierastrau

1.1 Determinarea lui i0

Raportul de transmitere al transmisiei principale a fost determinat in prima faza a proiectului de Automobile, in Cap. 6 “Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale”. Astfel putem preciza ca fiind cunoscute urmatoarele valori si relatii:

V=0,377 ∙n∙ rriSN ∙i0

[km /h ] ;

(io)pred = 0,377 ∙nvmax ∙ rrisn ∙V max

;

nvmax = ∙ np ;

isn = 0,95 ;

= 1 ;

rr = 0.325 [m];

Vmax = 170 [km/h];

nvmax = 1*3500 = 3500 [rot/min];

In urma predeterminarii raportului de transmitere al transmisiei principale am ales rotile dintate componente al mecanismului de reducere a turatiei cu numerele de dinti:

Z1=17 dinti ; Z2=45 dinti,

raportul de tranmitere rezultat fiind:

i0=2,647;

5

1.2 Determinarea lui is1

Tot in cadrul precedentului proiect, a fost calculat raportul de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze prin intermediul a trei conditii:

∙ coditia urcarii pantei maxime impusa prin tema de proiect

∙ conditia de viteza minima stabila

∙ criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

In urma calculelor am stabilit valoarea lui is1=3,699.

1.3 Etajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica

Etajarea in progresie geometrica se va face tinand cont de urmatoarele ipoteze:

∙ motorul functioneaza pe caracteristica exterioara;

∙ motorul functioneaza numai in zona stabila de functionare intre aceleasi limite de turatie n` si n``;

∙ schimbarea treptelor de viteze este instantanee;

∙ se considera cunoscut is1;

1.3.1 Determinarea numarului de trepte ale schimbatorului de viteze

Pentru a permite indeplinirea cerintelor impuse de constructor in tema de proiect, apare necesitatea cutiei de viteze pe autovehicule. Marind numarul de trepte, autovehiculul poate indeplini sarcinile cu privire la panta maxima ce poate fi urcata, acceleratie, viteza maxima, precum si alte cerinte privitoare la ergonomicitatea sistemului de proiectat. Inconvenientul acestui proces indispensabil automobilelor din generatia recenta, este ca odata cu cresterea numarului de trepte, cresc dimensiunile si masele subansamblelor cutiei de viteze, asta facand constructia mai dificila si mai costisitoare.

6

Numarul minim posibil de trepte de viteza se obtine cand este cuprinsa toata zona de functionare stabila a motorului, adica n’’=nvmax si n’=nM iar expresia:

N=1+lniS1

iSN

lnn ' 'n '

;

Devine:

Nmin=1+lniS1

iSN

lnnVmaxnM

;

Nmin=1+ln

3,6991

ln35002000

= 3,34 ;

-unde iSN=1, iar treapta N va fi treapta de priza directa, se obtine:

iS1=qN−1=¿q=N−1√i S1

N−k ;

Numarul treptelor de viteza va fi ales 5, treapta a 5-a fiind cea de priza directa.

-schimbator de viteza cu 5, rezulta k=5;

iS1=i S1; iS2=4√iS1

3 ; iS3=4√ iS1

2; iS 4=4√iS1

1 ;i S5=1 ;

iS1=3,699 ;

iS2=4√3,6993=2,67 ;

iS3=4√3,6992=1,92;

iS4=4√3,6991=1,38 ;

iS5=1−treapta de prizadirecta;

1.3.2 Trasarea Diagramei ferastrau

Odata cu cresterea pantei maxime sau a coeficientului de rezistenta la rulare, rezistenta la inaintare a autovehicului va creste, iar astfel, viteza

7

automobilului va scadea. Deasemenea forta de tractiune creste, echilibrand rezistentele la inaintare.

Generalizand conditia de egalitate a vitezelor, pentru un schimbator de viteze cu N trepte vom obtine:

(V2’=V1’’) V N ’=V N−1’ ’=¿0.377 ∙rr ∙ n '

i0 ∙ iSN=0.377 ∙

rr ∙ n ' '

i0 ∙ iSN−1 ;

V=0.377 ∙rr ∙ n

i0 ∙ iS1 ,

unde:

n’=nM=2000 rpm - turatia de moment maxim al automobilului;

n’’=nVmax=3500 rpm - turatia de viteza maxima;

rr = 0,33 m;

i0 = 2,647;

V 1'=0 km /¿h ;

V 2'=V 1

' '=¿0.377 ∙0,33∙20002,647 ∙2,67

=0.377 ∙0,33 ∙3500

2,647 ∙3,699 => 35,21 = 44,47

km/h ;

V 3'=V 2

' '=¿0.377 ∙0,33∙20002,647∙1,92

=0.377 ∙0,33∙35002,647 ∙2,67

=> 48,96 = 61,51

km/h ;

V 4' =V 3

' '=¿0.377 ∙0,33 ∙20002,647 ∙1,38

=0.377 ∙0,33 ∙35002,647 ∙1,92

=> 68,11 = 85,68

km/h ;

V 5'=V 4

' '=¿0.377 ∙0,33∙2000

2,647 ∙1=0.377 ∙

0,33 ∙35002,647 ∙1,38

=> 94 = 119,2

km/h ;

V 5' '=V max=¿0.377 ∙

0,33 ∙35002,647 ∙1

=¿ 165

km/h ;

Nr. trepte 1 2 3 4 5VN’ [km/h] 0 35,21 48,96 68,11 94

VN-1’’ [km/h] 44,47 61,51 85,68 119,2 165

8

Intervalul de viteza al treptei “ j ” se determina cu relatia:

IVj=Vj’’-Vj’ ;

IV1=V1’’-V1’ = 44,47 – 0 = 44,47 km/h ;

IV2=V2’’-V2’ = 61,51 – 35,21 = 26,30 km/h ;

IV3=V3’’-V3’ = 85,68 – 48,96 = 19,15 km/h ;

IV4=V4’’-V4’ = 119,2 – 68.11 = 25,89 km/h ;

IV5=V5’’-V5’ = 165 – 94 = 71 km/h;

In figura de mai jos va fi reprezentata diagrama ferastrau pentru etajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica.

Fig. 1 Diagrama ferastrau pentru etajarea in progresie geometrica

9

Calculul si reprezentarea grafica a etajarii au fost facute intr-un mod simplificat, pornind de la premisa ca schimbarea treptelor de viteza se realizeaza instantaneu, fara intreruperea fluxului de putere, lucru de atflel imposibil in situatii reale.

Etajarea in progresie geometrica are avantajul ca necesita un numar mic de drepte de viteza pentru indeplinirea caracteristicilor necesare. Marele dezavantaj al acestei solutii este ca intervalul de variatie a vitezei intr-o treapta este foarte mic pentru treptele inferioare, si foarte mare pentru treptele superioare, motiv pentru care este rar intalnite pe autovehiculele mici.

Etajarea in progresie geometrica este recomandata autocamioanelor deoarece are avantajul unei functionari cu consum redus de combustibil.

Capitolul 2. Determinarea performantelor autovehiculului

2.1 Caracteristica de tractiune

Functia care exprima dependenta fortei maxime de tractiune fata de viteza automobilului, pentru toate etajele schimbatorului de viteze, se numeste caracteristica de tractiune.

Asa cum se va proceda si in prezentul proiect, in cazul calculelor de tractiune este avantajoasa si sugestiva reprezentarea grafica a functiei.

In cazul transmisiei mecanice cu trepte de viteza, forta de tractiune si viteza sunt proportionale cu momentul motor si, respectiv, cu turatia arborelui cotit. Ca urmare, alura curbei Ft(V) este aceeasi cu alura curbei M(n), adica la o anumita viteza forta de tractiune atinge valoarea maxima, dupa care incepe sa scada. Deoarece in treptele inferioare isk creste, forta de tractiune creste, iar viteza scade, curbele Ft(V) se deplaseaza catre stanga si in sus pentru treptele inferioare in raport cu cele de la treptele superioare.

Construirea caracteristicii fortei la roata se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului pornind de la curba puterii sau a momentului utilizand relatiile:

10

F t=M ∙ isj ∙ i0 ∙ ηt

rr

V=0.377 ∙rr ∙ n

i0 ∙ iSj

unde:

M – momentul motor ;

ht = 0,92 – randamentul transmisiei mecanice ;

Pentru construirea caracteristicii de tractiune, se considera raza de rulare cunoscuta si constanta la valoarea rr=0,33 m, desi in realitate aceasta variaza in functie de forta de tractiune. Aceasta simplificare este justificata de definitia caracteristicii de tractiune si de faptul ca performantele maxime de tractiune se obtin pe drumuri uscate, in stare foarte buna.

Trasarea caracteristicii de tractiune se va realiza calculand viteza pentru fiecare treapta, dupa care forta de tractiune, stiind deja turatia si cuplul modelului de automobil ales.

TREAPTA I

n [rpm] M [daNm] V [km/h] Ft [daN]

700 36,858,894367

990,4885

1000 37,7712,70624 1015,18

1400 38,6017,78873

1037,418

1800 38,9722,87123

1047,448

2200 38,8927,95373

1045,267

2600 38,3633,03622

1030,878

2900 37,6636,84809

1012,073

3200 36,7040,65996

986,4006

3500 35,4944,47184

953,8603

TREAPTA II

n [rpm] M [daNm] V [km/h] Ft [daN]

11

700 36,85 12,3222714,9512

1000 37,7717,60314

732,7738

1400 38,6024,64439 748,826

1800 38,9731,68565

756,0652

2200 38,89 38,7269754,4915

2600 38,3645,76816

744,1048

2900 37,66 51,0491730,5312

3200 36,7056,33004

712,0004

3500 35,4961,61098

688,5123

TREAPTA III

n [rpm] M [daNm] V [km/h] Ft [daN]

700 36,8517,13555

514,1222

1000 37,7724,47936

526,9385

1400 38,6034,27111

538,4816

1800 38,9744,06285

543,6873

2200 38,89 53,8546542,5557

2600 38,3663,64634

535,0866

2900 37,6670,99015

525,3258

3200 36,7078,33396

512,0003

3500 35,4985,67777 495,11

TREAPTA IV

n [rpm] M [daNm] V [km/h] Ft [daN]

700 36,8523,84077

369,5253

1000 37,7734,05824 378,737

1400 38,6047,68154

387,0337

12

1800 38,9761,30484

390,7753

2200 38,8974,92814

389,9619

2600 38,3688,55144

384,5935

2900 37,6698,76891

377,5779

3200 36,70108,9864

368,0002

3500 35,49119,2039

355,8603

TREAPTA V

n [rpm] M [daNm] V [km/h] Ft [daN]

700 36,8532,90026 267,772

1000 37,7747,00038

274,4471

1400 38,6065,80053

280,4592

1800 38,9784,60068

283,1705

2200 38,89103,4008

282,5811

2600 38,36 122,201278,6909

2900 37,66136,3011

273,6072

3200 36,70150,4012

266,6668

3500 35,49164,5013

257,8698

13

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

200

400

600

800

1000

1200

Caracteristica de tractiune

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

Ft[daNm]

V[km/h]

2.2 Caracteristica dinamica

Performantele de tractiune ale automobilului depind atat de caracteristica de tractiune, cat si de greutate si de factorul aerodinamic. Din acest motiv, doar caracteristica de tractiune nu este suficienta pentru a trage concluzii cu privire la caracteristicile dinamice ale autovehiculului. La aceeasi caracteristica de tractiune, sau la valori diferite ale factorului aerodinamic, automobilele prezinte calitati dinamice diferite. Astfel, este necesara utilizarea unui parametru care sa insumeze toate cele trei efecte si sa permita aprecierea calitatii dinamice. Acest parametru este numit factor dinamic si se noteaza cu D.

Factorul dinamic D este raportul dintre forta de tractiune disponibila, dupa ce s-a scazut rezistenta aerului, si greutatea automobilului.

D=F t−Ra

Ga ;

Rezistenta aerului se poate neglija la viteze mici, atunci:

D≈F t

Ga

=γt ;

Caracteristica dinamica reprezinta functia care exprima dependenta factorului dinamic fata de viteza automobilului, pentru toate treptele schimbatorului de viteze, cand motorul functioneaza la sarcina totala. De regula, caracteristica dinamica este identificata cu reprezentarea grafica a curbelor de variatie a factorului dinamic in functie de viteza pentru toate treptele schimbatorului de viteze.

14

Ra=k ∙ A ∙V 2

13 ;

unde:

k=0.06125 ∙ cx=0.06125 ∙0,4=0,0245[daN ∙ s2∙m−4] ;

cx = 0,4 - coeficient de rezistenta a aerului ;

r – 1,2 kg/m3 – densitatea aerului ;

A = 2,97 m2 – aria sectiunii transversale a automobilului ;

Ga = 376,21 daN – greutatea automobilului

TREAPTA I

V [km/h] Ft [daN] Ra[daN] D8,894367

990,4885

0,442802

2,631631

12,70624 1015,18

0,903677

2,696037

17,78873

1037,418

1,771207

2,752844

22,87123

1047,448

2,927913

2,776427

27,95373

1045,267

4,373797

2,766789

33,03622

1030,878

6,108856

2,723928

36,84809

1012,073

7,599923 2,66998

40,65996

986,4006

9,253652

2,597344

44,47184

953,8603

11,07004

2,506021

TREAPTA II

V [km/h] Ft [daN] Ra[daN] D

12,3222714,9512

0,849876

1,898145

17,60314

732,7738 1,73444

1,943168

15

24,64439 748,826

3,399503

1,981411

31,68565

756,0652

5,619587

1,994752

38,7269754,4915

8,394691

1,983192

45,76816

744,1048

11,72482

1,946732

51,0491730,5312

14,58664

1,903045

56,33004

712,0004

17,76067

1,845352

61,61098

688,5123

21,24689

1,773651

TREAPTA III

V [km/h] Ft [daN] Ra[daN] D17,13555

514,1222

1,643522

1,362214

24,47936

526,9385

3,354126

1,391734

34,27111

538,4816

6,574088

1,413858

44,06285

543,6873

10,86737

1,416283

53,8546542,5557

16,23397 1,39901

63,64634

535,0866

22,67389

1,362039

70,99015

525,3258 28,2082

1,321383

78,33396

512,0003

34,34625

1,269647

85,67777 495,11

41,08805

1,206831

TREAPTA IV

V [km/h] Ft [daN] Ra[daN] D23,84077

369,5253

3,181411

0,973775

34,05824 378,737

6,492676

0,989459

47,68154

387,0337

12,72564

0,994944

16

61,30484

390,7753

21,03627 0,9828

74,92814

389,9619

31,42455

0,953024

88,55144

384,5935

43,89049

0,905619

98,76891

377,5779 54,6034

0,858495

108,9864

368,0002 66,485

0,801455

119,2039

355,8603

79,53528

0,734497

TREAPTA V

V [km/h] Ft [daN] Ra[daN] D32,90026 267,772

6,058679

0,695657

47,00038

274,4471

12,36465

0,696639

65,80053

280,4592

24,23472

0,681068

84,60068

283,1705

40,06147

0,646206

103,4008

282,5811

59,84491

0,592053

122,201278,6909

83,58504

0,518609

136,3011

273,6072

103,9867

0,450866

150,4012

266,6668 126,614

0,372273

164,5013

257,8698 151,467

0,282828

17

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

0.5

1

1.5

2

2.5

3

Caracteristica dinamica

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

D

V[km/h]

2.3 Caracteristica acceleratiilor

Caracteristica acceleratiilor este functia care exprima dependenta acceleratiei automobilului in functie de viteza sa, pentru toate treptele schimbatorului de viteze, cand motorul functioneaza la sarcina totala.

Din relatiile prezentate putem spune ca acceleratia este direct proportionala cu diferenta D-y, adica cu cat factorul dinamic are o valoare mai mare cu atat acceleratia este mai mare, aceasta fiind determinata pe un drum dat, deci pentru o anumita valoare a lui y. Alura caracteristicii acceleratiilor este aceeasi cu a caracteristicii dinamice. Posibilitatile maxime de accelerare ale unui automobil se obtin pe un drum orizontal de foarte buna calitate, adica y=f. In construirea caracteristicii acceleratiilor trebuie sa se tina cont de δ care are valori diferite in diferitele trepte ale schimbatorului de viteze.

D=ψ+ δg∙dvdt=¿a=dv

dt= gδ∙(D−ψ) [m/s2] ;

In treptele inferioare, desi forta de tractiune creste, cresterea acceleratiei este mai redusa datorita amplificarii efectului maselor in miscare de rotatie.

Acceleratia este limitata de aderenta, astfel incat pentru treptele inferioare, cand coeficientul de aderenta are valori scazute, aceste trepte nu pot fi folosite pentru realizarea acceleratiei maxime.

g = 9,81 m/s2

18

f = 0,016115 ;

δ=1,04+0,0025 ∙i0 ∙isk ;

TREAPTA I

V [km/h] D a[m/s2]8,894367

2,631631

24,10403

12,70624

2,696037

24,69758

17,78873

2,752844 25,2211

22,87123

2,776427

25,43844

27,95373

2,766789

25,34961

33,03622

2,723928

24,95462

36,84809 2,66998

24,45744

40,65996

2,597344

23,78805

44,47184

2,506021

22,94644

TREAPTA II

V [km/h] D a[m/s2]

12,32221,898145

17,45605

17,60314

1,943168

17,87364

24,64439

1,981411

18,22834

31,68565

1,994752

18,35209

38,72691,983192

18,24487

45,76816

1,946732

17,90669

51,04911,903045 17,5015

56,33004

1,845352

16,96638

61,61098

1,773651

16,30135

TREAPTA III

19

V [km/h] D a[m/s2]17,13555

1,362214

12,54409

24,47936

1,391734

12,81918

34,27111

1,413858

13,02535

44,06285

1,416283

13,04795

53,8546 1,3990112,88699

63,64634

1,362039

12,54246

70,99015

1,321383

12,16359

78,33396

1,269647

11,68147

85,67777

1,206831 11,0961

TREAPTA IV

V [km/h] D a[m/s2]23,84077

0,973775

8,954682

34,05824

0,989459

9,101336

47,68154

0,994944

9,152628

61,30484 0,9828

9,039066

74,92814

0,953024

8,760652

88,55144

0,905619

8,317385

98,76891

0,858495 7,87675

108,9864

0,801455

7,343385

119,2039

0,734497 6,71729

TREAPTA V

V [km/h] D a[m/s2]

20

32,90026

0,695657

6,369387

47,00038

0,696639

6,378584

65,80053

0,681068

6,232635

84,60068

0,646206

5,905872

103,4008

0,592053

5,398294

122,2010,518609

4,709902

136,3011

0,450866

4,074948

150,4012

0,372273

3,338286

164,5013

0,282828

2,499917

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

5

10

15

20

25

30

Caracteristica acceleratiilor

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

a[m/s2]

V[km/h]

2.4 Caracteristica de demarare

Caracteristica de demarare este functia care exprima dependenta timpului de demarare si a spatiului de demarare, de viteza autovehiculului cand motorul functioneaza pe caracteristica externa.

21

In mod teoretic, exista mai multe metode pentru calcul (metoda grafica, metoda numerica, metoda grafo-analitica), metoda numerica prin metoda trapezelor fiind cea utilizata in calculul de mai jos.

Timpul de demarare reprezinta timpul necesar pentru ca autovehiculul sa-si sporeasca viteza de la valoarea minima in prima treapta (V0) pana la valoarea maxima in ultima treapta (Vn=0,9Vmax).

Pornind de la expresia acceleratiei automobilului: a=dvdt

, se poate

scrie: dt=1a∙dv, de unde se observa ca timpul de demarare td, necesar

cresterii vitezei intre V0 si V se obtine integrala:

t d=∫V 0

V n

1adv ;

Se va construi caracteristica inversului acceleratiilor 1a in functie de

viteza autovehicului.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45

Caracteristica inversului acceleratiilor

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

1/a [s2/m]

V[km/h]

22

Capitolul 3. Studiul solutiilor posibile pentru schimbatorul de viteze si alegerea solutiilor

3.1 Scurta justificare a prezentei schimbatorului de viteze pe automobil

Cutia de viteze este acea parte a transmisiei care are rolul de a asigura adaptarea cuplului oferit de motor la necesitatile de tractiune ale automobilului. Definirea cerintelor indispensabile optimizarii cutiei de viteze necesita descrierea conditiilor de lucru si de conlucrare ale motorului si automobilului.

Transmisia (cutia de viteze) trebuie sa:

- Transforme turatia (reductoare sau amplificatoare – overdrive);

- Transforme cuplul (in general, amplificatoare de cuplu);- Schimbe sensul miscarii;- Sa permita pornirea motorului si sa asigure pornirea din loc

a automobilului.

La pornirea din loc si la viteze mici de deplasare, cand motorul ar fi obligat sa functioneze la turatii inferioare turatiei stabile de functionare, cutia de viteze ar trebui sa asigre transmiterea cumplului in conditiile existentei alunecarii de turatie (diferenta intre turatia motorului si cea a arborelui primar al cutiei de viteze). In aceste conditii are loc transformarea turatiei.

Este bine cunoscut faptul ca numai motorul nu poate permite automobilului decat urcarea unor rampe foarte mici sau acceleratii reduse. De aceea trebuie gasita o modalitate de amplificare a fortei de tractiune la reducerea vitezei, cu mentinerea, pe cat posibil, a puterii, respectiv a turatiei motorului si cuplului, constante.

23

Deasemenea, automobilele trebuie sa fie capabile sa se deplaseze atat inainte cat si inapoi si deaceea transmisia trebuie sa fie capabila sa asigure schimbarea sensului de mers.

Totodata transmisia (cutia de viteze) are rolul de a transforma cuplul si turatia arborelui cotit astfel incat sa se obtina forta de tractiune la roata necesara pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime si a depasirii diferitelor obstacole si neregularitati ale drumului. Aceasta transformare este determinata de particularitatea variatiei cuplului oferit de motor.

In acelasi timp, transmisia face posibila deplasarea automobilului cu viteze reduse, ceea ce motorul cu ardere interna nu poate face, din cauza faptului ca nu poate functiona la o turatie mai mica decat turatia minima stabila de functionare in sarcina. Deasmenea, transmisia permite decuplarea prelungita a motorului de transmisie la pornirea motorului, in parcare sau la rulare libera.

Cerintele transmisiilor pentru automobile:

- Sa asigure performantele necesare de dinamicitate si de consum redus de combustibil, prin utilizarea celei mai potrivite trepte precum si prin alegerea numarului optim de trepte;

- Sa asigure decuplarea sigura a motorului de transmisie in momentele cerute de conditiile de utilizare a automobilului (functionare in pozitia neutra);

- Sa fie simple si usor de comandat;- Sa functioneze fara zgomot;- Sa functioneze cu randament ridicat;- Sa aiba dimensiuni de gabarit si masa reduse;- Sa fie ieftine;- Sa fie sigure in functionare si sa necesite un service usor;

3.2 Prezentarea unui schimbator de viteze asemanator cu cel care se proiecteaza si evidentierea solutiilor constructive

In cele ce urmeaza va fi prezentata solutia constructiva a unui schimbator de viteze cu 2 arbori si motor amplasat transversal pe puntea fata a autovehicului.

Solutia prezentata contine 5 trepte de mers inainte si 1 de mers inapoi. Schimbatorul de viteze este dispus intr-un carter comun cu

24

diferentialul si cu transmisia principala ce transmite puterea la cele 2 roti motoare ale puntii fata.

Randamentul unei astfel de solutii constructive este mai ridicat decat in cazul unui schimbator de viteze cu 3 arbori, el avand in angrenare doar doua perechi de roti dintate pentru formarea unei trepte de viteza, spre deosebire de varianta cu 3 arbori, ce prezinta in permanenta trei perechi de roti dintate in angrenare.

Fig. 3.1 – Schimbator de viteze asemanator celui proiectat

Mai jos va fi prezentata o serie de scheme cinematice atat pentru variantele constructive cu 2 arbori cat si pentru cele cu 3 arbori.

25

Fig. 3.2 – Scheme cinematice ale transmisiilor cu 2 si 3 arbori

Diversele trepte de viteza se obtin prin deplasarea pe arborele secundar al sincronizatoarel. La schimbatoarele cu doi arbori se obtine o treapta de pseudo priza directa prin cuplarea directa a treptei corespunzatoare cu ajutorul sincronizatorului.

Treapta de mers inapoi va utiliza un pinion suplimentar, fara sincronizator montat pe un arbore separat, dimensiunea pinionului fiind aleasa astfel incat sa se obtina forta de tractiune necesara pentru mersul inapoi.

3.3Constructia partilor componente ale mecanismului reductor

a)Arborii schimbatorului de viteze

Arborii schimbatoarelor de viteze se monteaza in carter. Tinand seama de particularitatile de functionare ale fiecarui arbore, lagarele pe care se sprijna arborii trebuie sa permita variatiile de lungime (sub influenta temperaturii) fara a duce la griparea axiala a acestora .

26

Cele mai utilizate caneluri ale arborilor cutiilor de viteze sunt cele cu profil in evolventa, pentru care se recomanda centrarea pe diametrul exterior sau pe laturile canelurii. Centrarea pe laturi se utilizeaza atunci cand momentul transmis actioneaza in ambele sensuri. Centrarea pe diametrul exterior se recomanda atunci cand este necesara o exactitate ridicata deoarece in acest caz arborii se slefuiesc dupa tratamentul termic, iar bucsele canelate se honuiesc pe diametrul interior.

Fig 3.3.1 Solutii constructive pentru lagarul din fata al arborelui primar

Lagarul din fata al arborelui primar 7 este dispus in volantul motorului, are posibilitatea sa se deplaseze axial pentru compensarea deformatiilor termice ale arborelui si nu preia forte axiale. In general lagarul din fata este un lagar cu rulmenti radiali. Arborele secundar este prevazut cu caneluri pe care se deplaseaza rotile dintate, in cazul obtinerii treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala, sau pe care se monteaza mufele de cuplare, in cazul obtinerii treptelor prin roti dintate permanent angrenate.

In cazul in care rotile dintate cu deplasare axiala sunt prevazute cu dinti inclinati, canelurile arborelui secundar se fac spirale, iar pasul canelurilor trebuie sa corespunda cu pasul dintilor. In felul acesta se previne autodecuplarea treptelor datorita actiunii fortelor axiale si de asemenea se usureaza cuplarea si decuplarea rotilor dintate cu dinti inclinati.

Materialele pentru arboriicutiei de viteze trebuie sa asigure conditii complexe de rigiditate, rezistenta si duritate superficiala. In general, arborii sunt excutati din oteluri aliate cu continut mediu de carbon, de tipul 41MoC11, 40C10, 50VC11. Pentru arborii executati dintr-o bucata cu rotile dintate, se recomanda acelasi material ca si la rotile dintate

27

(18MC10, 13CN30X, 25MoC11X, etc). Dupa tratamentul termic, duritatea minima a fusurilor trebuie sa fie HRC=53, iar a canelurilor HRC- 50…..60.

b)Rotile dintate

In constructia cutiilor de viteze se utilizeaza roti dintate cu dantura dreapta sau inclinata, cu profil in evolventa. Rotile dintate cu dinti drepti sunt simple si ieftine, dar au o functionare zgomotoasa si se uzeaza rapid, motiv pentru care uitilizarea lor este limitata la treapta pentru mersul inapoi si uneori a primei trepte (cand se utilizeaza solutia de cuplare prin roti cu deplasare axiala). In cazul angrnajelor permanente sunt folosite rotile dintate cu dinti inclinati, care sunt mai rezistente, permit micsorarea distantei intre axe, functioneaza cu zgomot redus. In cazul angrenajelor permanente sunt folosite roti dintate cu dinti inclinati, care sunt mai rezistente, permit micsorarea distantei intre axe, functioneaza cu zgomot redus. In schimb, prin utilizarea solutiei cu angrenare permanenta, se reduce, in oarece masura randamentul datorita frecarilor suplimentare si totodata se mareste lungimea cutiei de viteze prin introducerea unor elemente speciale de cuplare (mufe si sincronizatoare). Dezavantajul principal al rotilor cu dinti inclinati consta in prezenta fortelor axiale, care incarca in mod suplimentar lagarele arborilor pe care sunt montate rotile respective.

Fig 3.3.2 Solutii constructive pentru fixarea rotilor dintate pe arborele secundar

c) Rulmentii

In general, arborii taransmisiei autovehiculului se sprijna pe rulmenti, cei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axiala. Acesti rulmenti radiali cu bile sunt mai ieftini, au

28

un randament ridicat, se monteaza usor si nu necesita reglaje in timpul exploatarii. Rulmentii cu role cilindrice se utilizeaza in cazul in care distanta dintre axe este redusa, iar rulmentii radiali cu bile, de aceleasi dimensiuni, nu pot prelua sarcinile respective. Rulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari, dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul exploatarii.

Rulmentii se aleg din cataloage in functie de capacitatea de incarcare dinamica.

d) Sistemul de actionare a cutiilor de viteze mecanice in trepte cu arbori cu axe fixe.

Sistemul de actionare a schimbatoarelor de viteze serveste la cuplarea si decuplarea treptelor de viteze. Alegerea treptei de viteze, respectiv a raportului de transmitere pentru diferite conditii de deplasare se poate face printr-un sistem de actionare manual, semiautomat sau automat. Oricare ar fi tipul sistemului de actionare, acesta trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii: constructie simpla, siguranta in functionare, cost scazut, efort minim din partea conducatorului, intretinere usoara.

Sistemul de actionare la schimbatoarele de viteze mecanice in trepte cu arbori cu axe fixe in majoritatea cazurilor este mecanic. Se intalnesc mai rar si sisteme de actionare nemecanice care se utilizeaza pentru a micsora efortul conducatorului sau pentru automatizarea partiala sau completa a schimbarii treptelor.

La toate modelele similare de autoturisme pentru care se proiecteaza schimbatorul de viteze actionarea acestuia este manuala, actionare manuala a schimbatorului de viteze intalnindu-se la majoritatea autoturismelor europene, aceasta solutia fiind simpla si ieftina.

Mecanismul de actionare propriu zis este prezentat in figura 1.4.

In continuare vor fi prezentate mai multe solutii constructive de montare a manetei de actionare a cutiei de viteze in capacul carterului. Fixarea manetei de actionare in capac trebuie facuta in asa fel incat sa-i permita miscarea in doua plane si sa impiedice rotirea in jurul axei sale. Asigurarea contra rotirii este necesr doarece maneta, in general, este curbata spre conducator, si deci, forta de actionare de la capatul superior este dezaxata fata de articulatia sferica, dand nastere la un moment care tinde sa o roteasca.

29

e) Dispozitivul de fixare a treptelor

Dispozitivul de fixare a treptelor are rolul de a mentine cutia de viteze intr-o anumita treapta, sau la punctul mort, atata timp cat nu intervine conducatorul auto. Rezulta deci, ca acest dispozitiv elimina posibilitatea decuplarii sau cuplarii de la sine a treptelor.

Pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta are la partea superioara doua sau trei locasuri semisferice in functie de numarul de trepte .

Fig 3.3.3 Mecanismul de actionare a treptelor cu maneta pe capacul schimbatorului de viteze

f) Dispozitiv de blocare a treptelor

Dispozitivul de blocare (zavorare) a treptelorcutiei de viteze impiedica cuplarea simultana a doua trepte si nu permite cuplarea unei alte trepte cand cutia de viteze se afla intr-o treapta oarecare. Pentru satisfacerea acestor conditii, la trecerea de la o treapta la alta, maneta de actionare trebuie sa treaca prin pozitia neutra.

In figura 1.7. se reprezinta dispozitivul de blocare la o cutie de viteze prevazuta cu trei tije culisante.

30

Fig 3.3.4 Dispozitiv de fixare a treptelor

g) Dispozitive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la cutiile de viteze se poate obtine prin roti dintate cu deplasare axiala (culisante), roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare. Mufele de cuplare pot fi simple, cu dispozitiv de sincronizare (sincronizatoare) si cu dispozitiv tip roata libera. La utilizarea sincronizatoarelor se permite o schimbare rapida si fara soc a treptelor indiferent de indemanarea conducatorului.

Prin sincronizare se intelege se urmareste ca, inainte de cuplarea rotilor dintate, vitezele unghiulare sa se egalizeze, astfel incat cuplarea rotilor sa se faca fara socuri. In prezent cel mai raspandit sincronizator este cel conic cu inertie.

Fig 3.3.5 Schema de functionare a dispozitivului de cuplare a treptelor, la un schimbator de viteze cu trei tije culisante dispuse in

acelasi plan

h) Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare

Pinionul 1 al arborelui primar se afla in angrenare permanenta cu roata dintata a arborelui intermediar. Roata dintata 8 este montata liber pe arborele secundar 9 si este in angrenare permanenta cu alta roata dintata a arorelui intermediar.

Pinionul 1 si roata dintata 8 sunt prevazute cu coroanele dintate 3, si ,respectiv 7, si cu suprafetele tronconice 10 si 18. Intre pinionul 1 si roata 8, pe partea canelata a arborelui secundar, se afla mansonul 14 al sincronizatorului prevazut la exterior cu o dantura cu roti drepti si cu crestaturi longitudinale 2 in care intra piedicile 5, avand in mijloc o proeminenta. Coroana este prevazuta la exterior cu un guler pentru furca de actionare, iar suprafata dintata interioara are un saculet inelar semicircular 20, in care intra proeminentele 15 ale pastilelor 5. Pastilele 5 se gasesc sub actiunea inelelor elastice 13 si 31, fiind apasate pe coroana.

31

Pe suprafetele conice 10 si 18 se gasesc dispuse inelele de blocare din bronz 11 si 17, prevazute cu coroanele dintate 4 si 6, avand acelasi pas ca si coroanele dintate 3 si 7 si dantura interioara a coroanei 16. Partile frontale ale dintilor inelelor de blocare si ai coroanei rotilor dintate, la partea dinspre manson, sunt tesite sub acelasi unghi ca si dintii interiori ai coroanei 16.

La partea frontala dinspre manson, in fiecare inel de blocare, sunt executate trei ferestre 12 in care intra capetele pastilelor 5. Datorita fptului ca partea centrala a pastilelor este asezata in canalele 2 ale mansonului, iar partile lateale in ferestrele inelelor de blocare, mansonul si inelele se rotesc impreuna. Latimea ferestrelor 12 din inelele de blocare este mai mare decat latimea pastilelor cu un joc mai mare decat jumatate din grosimea dintilor. Din acest motiv, inelele de blocare au posibilitatea unei deplasari unghiulare in raport cu mansonul si coroana 16. Pentru cuplarea prizei directe, coroana si mansonul, solidarizate prin pastilele 5, se deplaseaza spre stanga cu ajutorul furcii. Pastilele, sprijinandu-se cu capetele in ferestrele inelului de blocare 17, apasa acest inel pe suprafata conica 18. Datorita frecarii care ia nastere intre suprafetele conice in contact, inelul de blocare se roteste in raport cu mansonul, in sensul rotiri rotii dintate 1, cat permite jocul dintre pastilele 5 si ferestrele 12 ale inelului.In urma rotatiei inelului de blocare, cu un sfert de pas, dintii inelului vin partial in dreptul dintilor coroanei 16, impiedicand deplasarea coroanei sre pinionul 1 pana cand vitezele unghiulare ale pinionului 1 si a arborelui secundar nu se egaleaza. Efotul axial transmis de conducator asupra coroanei si mansonului se transmit inelului de blocare, care, apasand asupra suprafetei conice 18, da nastere la o forta de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare.

In momentul in care vitezele unghiulare ale arborelui primar si cea a inelului de blocare devin egale ,componenta tangentiala a fortei de apasare dintre tesiturile dintilor coroanei si ai inelului devine suficienta pentru a roti inelul de blocare in sens opus rotatiei arborelui primar. La rotire inelului de blocare, chiar cu un unghi mic, dintii coroanei intra in angrenare cu dintii inelului de blocare, iar interactiunea dinte tesiturile dintilor inceteaza si,cu aceasta, frecarea dintre suprafetele conice ale inelului de blocare si ale arborelui primar. In aceasta situatie, coroana 16 se poate deplasa in lungul mansonului, dupa invingerea fortelor inelelor elastice 21 si 13, prin impingerea pastilelor in canalele din manson, iar dantura ei va angrena dantura 3 a rotii 1, cupland treapta fara soc si zgomot.

32

Fig 3.3.6 Sincronizatoare conice cu inertie cu inele de blocare ( a-sectiune, b-schema cinematica si c-vedere)

3.4 Alegerea justificativa s solutiei adoptate pentru schimbatorul de viteze

Schimbătorul de viteza ales este de tip monobloc şi înglobează în aceeaşi carcasă şi diferenţialul. Transmisia este dispusa transversal împreuna cu motorul si din acest motiv se alege schimbătorul de viteza de tipul celor cu 2 arbori cu 5 trepte de viteza, treapta a cinci-a fiind cea de pseudo priza directa. Mecanismul reductor se compune din doi arbori: primar si secundar si un carter. Transmiterea momentului motor intre cei doi arbori se va face cu ajutorul mai multor perechi de roti dinţate.

Sincronizatoarele ce se vor folosi sunt de tip conic cu inertie, cu inele de blocare marca BORG-WARNER deoarece aceste au o fiabilitate si o calitate a fabricatiei dovedita si sunt de asemenea si cele mai folosite tipuri de sincronizatoare pentru acest tip de schimbator de viteze. Astfel vom avea cate un sincronizator pentru fiecare pereche de trepete si anume pentru perechile de trepte: 2+1, 5+3, pentru marsarier si pentru treapta a patra aceasta din urma fiind treapta de priza directa. Astfel avem 5 trepte sincronizate pentru mersul înainte şi o treaptă sincronizată pentru mersul înapoi astfel incat se elimina zgomotele de functionare, se mareste durabilitatea roţilor dinţate si se usureaza conducerea prin micşorarea timpilor morti intre schimburile treptelor de viteze. Comanda treptelor se face manual.

Comanda treptelor se va realiza prin intermediul unui levier (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda

33

interna). Comanda directa se va realiza prin intermediul unei manete asezata pe capacul schimbatorului de viteze.

Dispozitivul de fixare a treptelor ce exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor se alege cel cu bile deoarece este cel mai des utilizat mecanism de acest fel. Astfel nu se va permite deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator.

Dispozitivul de blocare a treptelor ce exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte. Blocarea axelor de comanda se va face prin intermediul unor stifturi cilindrice, stifturi ce se gasesc in orificiile din carterul ambreiaj-diferential. De asemenea se va folosi si dispozitivul LOCTEAU ce nu permite cuplarea accidentala a treptei de mers inapoi atunci cand se trece din treapta a V-a in treapta a IV-a .

Carterul mecanisme va fi format dintr-un capac din tabla ambutisata prevăzut cu ogarnitura din cauciuc ce asigura spatiul necesar treptei corespunzătoare acelei pozitii din schimbătorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se va monta pe carterul schimbatorului de viteze. prin intermediul a trei suruburi, si va fi prevăzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion - arbore primar.Reniflardul va fi prevazut cu un furtun ce va avea rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodată acest element din masa plastica va asigura si legătura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbătorului de viteze. De asemenea se prevede si un jgheab din material plastic ce se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si care va avea rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la interiorul arborelui primar. Ansamblul va fi completat de un busonul din material plastic prevazut cu o garnitura ce vor ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia.

Carterul ambreiaj - diferential va fi realizat din aluminium turnat sub presiune. La partea anterioara a carterului vom avea ansamblul rulment de presiune -tub de ghidare, ansamblu ce se fixeaza pe carter prin intermediul a doua suruburi. La partea inferioara va fi prevazut in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare - remontare. Tot la partea inferioara a carterului vom avea busonul de golire ce va fi prevazut cu o garnitura de etansare.

34

Capacul spate poate va conţine in functie de conditiile tehnologice următoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj, palierul axului de comandă al schimbatorului de viteze. Deasemenea capacul spate va mai putea conţine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui secundar împreună cu simeringul său de etanşare.

Capitolul 4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile

dintate (diagrama fierastaru reala)

4.1. Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze

Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea schimbatorului de viteze. Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta, tinand seama de tipul automobilului pentru care se proiecteaza schimbatorul de viteze. Schema cinematica:

35

Cu indicii 1,2,3,4,5 s-au notat treptele de viteza, iar cu SI, S2, S3 s-au notat sincronizatoarele corespunzatoare treptelor de viteza 2-1, 4-3, si treapta a 5-a.

4.2. Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze

La determinarea numarului de dinti ai rotilor dintate trebuie indeplinite urmatoarele cerinte:

- realizarea, pe cat posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbatorului de viteze, avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti;

- alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti egal sau apropiat de numarul minim de dinti admisibil pentru a rezulta un schimbator de viteze cat mai compact.

Se noteaza cu Zp1,2,..5 numerele de dinti ale rotilor dintate ce se gasesc pe arborele primar, iar cu zsi,2,..5 numerele de dinti ale rotilor dintate ce se gasesc pe arborele secundar. Cunoscand rapoartele de transmitere ale schimbătorului de viteze se poate efectua dimensionarea transmisiei principale.

4.2.1 Predeterminarea modulului roţilor dinţate si a distantei dintre axe

Modulele rotilor dintate se determina functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis. O valoare aproximativa a modulului rotilor dintate se poate determina cu ajutorul diametrului pitch (DP) si anume m = 25.4/DP. Având in vedere ca momentul maxim ce trebuie transmis este de 400 Nm si ca toate rotile dintate au dantura inclinata rezulta diametrul pitch DP = 10. Astfel , modulul este 2.54. Din STAS 6012-81 se alege ca modul al rotilor dintate valoarea: mn = 2, deoarece se doreste o distanta intre arbori cat mai mica, ceea ce va duce la o foarte buna compactitate a schimbatorului de viteze. Se presupune in continuare ca toate rotile dintate ce intra in calculul schimbatorului de viteze au acelasi modul.

Distanta dintre axe se calculeaza cu ajutorul relatiei:

36

j = 1,2,....,N;

Pentru compactitate maxima se alege zp = zp min. Numarul minim de dinti se poate alege fie egal cu 14, fie egal cu 17 in functie de tipul danturii (corijata sau necorijata). Se alege numarul minim de dinti Zp1 min = 14 dinti. Pentru rotile primei trepte se adopta unghiul minim de inclinare recomandat si anume 20o.

Cu ajutorul raportului de transmitere is1 se calculeaza numarul de dinti ai rotii dintate de pe arborele secundar, zs1 cu relatia generala:

Rezulta astfel: zs1 = is1*zp1 = 3.699 * 14 = 51.78 dinti.

Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs, si zpj sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege Zs1 = 53 dinti.

Astfel se calculeaza distanta dintre axe si rezulta:

Pentru a obtine un numar intreg de dinti pentru fiecare roata dintata, inca de la dimensionarea primei trepte de viteza, unghiul de inclinare al danturii trebuie recalculat. Astfel:

Cunoscand distanta dintre axe aw = 71 mm si punand conditia ca aceasta distanta sa ramana pentru toate treptele schimbatorului de viteze constanta se calculeaza cu ajutorul rapoartelor de transmitere numerele de dinti pentru restul de trepte ramase, modelarea facandu-se dupa valorile unghiului β.

37

aw 253 14

2 cos 20deg( ) 71.3

= 71 mm

1 arccosmn zp1 zs1

2 aw

arccosarccos 1 acos2 53 14( )

2 71

19.324deg

Pentru treapta a II-a raportul de transmitere este: is2 = 2,67. Se alege Zp2 = 17 dinti si rezulta astfel:

Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate ZS2 si Zp2 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege Zs2 = 45 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a II-a si anume:

Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1,92. Se alege Zp3 = 23 dinti si rezulta astfel:

Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate Zs3 si Zp3 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zS3 = 44 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume:

Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 1,38. Se alege Zp4 = 28 dinti si rezulta astfel:

Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate Zs4 si Zp4 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege Zs4 = 35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel reZulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a IV-a si anume:

38

zs2 is2 zp2is2 zs2 2.6717 45.39

2 arccosmn zp2 zs2

2 aw

arccos 2 acos2 45 17( )

2 71

29.163deg

zs3 is3 zp3is3 zs3 1.9223 44.16

3 arccosmn zp3 zs3

2 aw

arccos 3 acos2 44 23( )

2 71

19.324deg

zs4 is4 zp4is4 zs3 1.3828 38.64

4 arccosmn zp4 zs4

2 aw

zs4zs4

4 acos2 39 28( )

2 71

19.324deg

Pentru treapta a V-a raportul de transmitere este: is5 = 1. Se alege zp5 = 34 dinti si rezulta astfel:

Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate Zs5 si Zp5 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege ZS5 = 33 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a V-a si anume:

Suma numerelor de dinti pentru fiecare treapta in parte, treptele fiind in ordine crescatoare, este urmatoarea: 67(I), 62(II), 67(III), 67(IV), 67(V).

4.3 Determinarea valorilor reale ale rapoartelor de transmitere si trasarea diagramei fierastrau reale

Cunoscandu-se numerele de dinti pentru fiecare roata dintata in parte se pot calcula valorile reale ale rapoartelor de transmitere, precum si erorile fata de valorile teoretice determinate anterior. Astfel:

- pentru treapta I valoarea reala a raportului de transmitere este:

- pentru treapta a Il-a valoarea reala a raportului de transmitere este:

- pentru treapta a IlI-a valoarea reala a raportului de transmitere este:

39

zs5 is5 zp5is5 zs3 1 34 34

5 arccosmn zp5 zs5

2 aw

zs5zs5

5 acos2 34 33( )

2 71

19.324deg

is1

zs1

zp1

zs1is1

53

143.786

is2

zs2

zp2

zp2is2

45

172.647

- pentru treapta a IV-a valoarea reala a raportului de transmitere este:

- pentru treapta a V-a valoarea reala a raportului de transmitere este:

Erorile se calculează cu formula:

isjt isjdet

ist100

isjt

Astfel, rezulta următoarele erori pentru fiecare raport de transmitere:

- pentru treapta I

- pentru treapta a II-a

- pentru treapta a III-a

- pentru treapta a IV-a

- pentru treapta a V-

40

is3

zs3

zp3

zp3is3

44

231.913

is4

zs4

zp4

zs4zs4zs4is4

39

281.393

is5

zs5

zp5

zs5is5

33

340.971

I3.699 3.786

3.6992.352%

II2.67 2.647

2.670.861%

III1.92 1.913

1.920.365%

IV1.38 1.393

1.380.942%

V1 0.971

12.9%

Erorile calculate au valori de cel mult 3% deci pot fi acceptate pentru proiectarea schimbatorului de viteze.

Pentru trasarea diagramei ferăstrău se determina viteza inferioara si cea superioară pentru fiecare treapta de viteză cu ajutorul formulelor următoare. De asemenea se au in vedere următoarele :

n`= 2000 rot/min;

n``= 3500 rot/min;

i0 = 2,647;

rr = 0,33 m;

(V2’=V1’’) V N ’=V N−1’ ’=¿0.377 ∙rr ∙ n '

i0 ∙ iSN=0.377 ∙

rr ∙ n ' '

i0 ∙ iSN−1 ;

V=0.377 ∙rr ∙ n

i0 ∙ iS1 ,

V 1'=0 km /¿h ;

V 2'=V 1

' '=¿0.377 ∙0,33∙2000

2,647 ∙2,647=0.377∙

0,33 ∙35002,647 ∙3,786

=> 35,51 = 43,45 km/h ;

V 3'=V 2

' '=¿0.377 ∙0,33∙2000

2,647∙1,913=0.377 ∙

0,33 ∙35002,647 ∙2,647

=> 49,14 = 62,15

km/h ;

V 4' =V 3

' '=¿0.377 ∙0,33 ∙2000

2,647 ∙1,393=0.377 ∙

0,33 ∙35002,647 ∙1,913

=> 67,48 = 85,99

km/h ;

V 5'=V 4

' '=¿0.377 ∙0,33∙2000

2,647∙0,971=0.377 ∙

0,33∙35002,647 ∙1,393

=> 91,26 = 118,09

km/h ;

V 5' '=V max=¿0.377 ∙

0,33 ∙35002,647 ∙0,971

=¿ 169,41

km/h ;

Diagrama ferastrau reala este prezentata in figura de mai jos:

41

4.4 Definirea rotilor de mers inapoi

Solutia de treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile constructive ale schimbătorului de viteze , precum si de raportul de transmitere necesar pentru obtinerea unei forte de tractiune suficient de mare si a unei viteze reduse de deplasare a automobilului pentru a da posibilitatea unei manevrari corecte.

In cazul schimbătoarelor de viteze cu 5 trepte, pentru obtinerea treptei de mers inapoi se utilizează un pinion suplimentar montat liber pe arborele de mers inapoi si care se roteste simultan cu un pinion de latime mai mare de pe arborele primar. Pentru cuplarea treptei de mers inapoi se introduce in angrenare pinionul pentru mers înapoi astfel incat el sa angreneze cu roata dintata de pe arborele secundar.

Raportul de transmitere va fi:

isR = z RzpR∗¿

zsRz R=zsRz pR

,

42

, unde zpR reprezinta numarul de dinti ai rotii de pe arborele primar, zR, numarul de dinti ai pinionului de pe arborele pentru mers inapoi, iar zsR numarul de dinti ai rotii de pe arborele secundar.

Pentru modelele similare s-au gasit in literatura diferite valori apropiate ale raportului de transmitere pentru treapta de mers inapoi cuprinse intre 3.30 si 3.40. Se considera modulul rotilor dintate ca fiind acelasi si anume mn = 2. Se alege ca raport de transmitere valoarea de 3.35. Se alege zpR = 14 dinti si rezulta zsR = 14*3.35 = 46.9. Se alege zsR

= 47 dinti si rezulta raportul de transmitere pentru treapta de mers inapoi isR = 3.35.

43

I

S

P

Fig. 41 Distantele dintre arborele primar, arborele secundar si arborele pentru roata dintata intermediara pentru realizarea mersului inapoi

Capitolul 5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor

5.1 Roti dintate(doua perechi)

Numarul de dinti real al rotilor dintate a fost stabilit pentru fiecare treapta in capitolul 4. Urmeaza verificarea rotilor dintate .Se vor calcula perechile de dinti din prima si a doua treapta de viteza.

5.1.1 Calculul danturii la incovoiere

Metoda cea mai raspandita de calcul a danturii la incovoiere este metoda lui Lewis. Aceasta metoda considera ca asupra dintelui actioneaza forta normala N dupa linia de angrenare si este aplicata in varful dintelui. Forta N se descompune intr-o forta tangentiala Ft si una radiala Fr care solicita dintele la incovoiere respectiv compresiune dupa cum se poate observa in figura urmatoare.

Dintele se considera ca o grinda de egala rezistenta cu profil parabolic. La aceasta metoda se considera ca forta totala se transmite prin intermediul unui singur dinte.

Solicitarea la incovoiere in sectiunea periculoasa este data de relatia 5.1.1

i

Ft

b p y cos ( )

Ft

(5.1.1)

44

(5.1.2)

unde: b=π*m*Ψ, Ψ=1,4...2,3; - latimea rotii dintate

p=b/Ψ- pasul danturii;

y-coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor;

(5.1.3)

(5.1.4)

Pentru angrenajul permanent, Ft1=0,4daN si y1=0,11.

Rezulta:Ϭ1=328MPa pentru z1;

Ϭ2=139Mpa pentru z2;

Ϭ3=124Mpa pentru z3;

Ϭ4=306Mpa pentru z4;

fiecare dintre aceste valori fiind mult sub limita admisibila de 500 MPa.

5.1.2 Calculul danturii la oboseala

La calculul danturii la oboseala se utilizeaza, pentru calculul fortei tangentiale Ft relatia:

(5.1.5)

unde:i -este raportul de transmitere din treapta respectiva ;

rd-este raza cercului de divizare;

Mmax -este momentul maxim;

ƺ-este coeficientul de utilizare al momentului motor;

-se alege din graficul urmator:

45

b m ;

y 0.1721.15

z

4.5

z2

z

Ft 2 zMt

m zz

Ft

Mmax i

rd

in care sunt reprezentate dependenta ƺ in functie de forta specifica de tractiune ɣt unde: ɣt = Ft/Ga.

(5.1.6)

Efortul unitar la oboseala la incovoiere dupa un ciclu pulsatorσN , pentru N cicluri, este dat de relatia:

(5.1.7)

unde: σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric corespunzator unui numar de cicluri de baza, β0=σ-1/σr , unde σr este efortul unitar de rupere.

Pentru o durabilitate corespunzatoare trebuie indeplinite relatia: σa<σN/k’, unde k’=c*kd , kd fiind coeficient de dinamicitate luand valori in intervalul 1,0.....1,3.

46

5.1.3 Calculul danturii la presiunea de contact

Presiunea superficiala sau efortul unitar de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate.Daca presiunea este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a dintelui.Efortul unitar maxim de contact se poate determine cu formula lui Hertz:

(5.1.8)

unde:N-este forta normala la flancuri;

E -este modulul de elasticitate;

l -este lungimea suprafetelor in contact ;

ρ1,2-reprezina razele de curbura.

Pentru rotile cu dinti inclinati:

(5.1.9)

unde: α-este unghiul de angrenare al danturii.

Pentru rotile cu dinti inclinati:

(5.1.10)

(5.1.11)

unde: rd1 si rd2 sunt razele cercurilor de divizare.

Pentru α=ɣ=20 grd, avem N=4000/0,883=4530daN.

47

pmax 0.418N E

l

1

1

1

2

EE

1 rd1sin ( )

cos ( )2

rd1rd1

2 rd2sin ( )

cos ( )2

rd2

ρ1=60*0,342/0,883=27,11mm, ρ2=60mm.

Pmax=575MPa, valoarea presiunii maxime pe flancurile dintilor rotilor dintate aflate permanent in angrenare. Ca urmare, tratamentul aplicat rotilor dintate este acela de cianurare.

5.1.4 Oteluri utilizate la constructia rotilor dintate

Rotile dintate ale schimbatoarelor de viteze sunt confectionate din oteluri aliate de cementare pentru ca miezul dintilor sa reziste la eforturi mari si sa fie tenace pentru a suporta sarcinile dinamice mari iar suprafata sa aiba o duritate suficienta pentru a avea rezistenta mare la uzura. De aceea se recomanda la constructia rotilor dintate 18 MC 10 (STAS 791-66) cu σadm=650Mpa

5.2.1 Fortele care actioneaza asupra rotilor unui angrenaj

In figura 5.2.1 se prezinta fortele care actioneaza asupra rotilor cu dinti inclinati.

Fig5.2.1. Fortele care actioneaza asupra rotilor unui angrenaj

Relatiile pentru calculul fortelor Ft, Fr si Fa sunt urmatoarele:

-forta tangential:

(5.2.1)

-forta radiala:

48

(5.2.2)

-forta axiala:

(5.2.3)

5.2.2 Fortele care actioneaza asupra arborelui secundar

Fig 5.2.2. Schema fortelor care actioneaza asupra lagarelor arborelui secundar

Avand in vedere faptul ca lagarul din C este dispus in arborele primar deci reactiunea Rc solicita si acest arbore, se vor descompune in acest caz fortele in componente cuprinse in plan vertical si orizontal.

In plan orizontal:

RCH

Fti l2

l

Fti

; RFH

Fti l1

l

Fti

; (5.2.4)

In plan vertical:

RCV

Fri l2 Fai rdi

l

Fri

;

RFV

Fri l2 Fai rdi

l

Fri

; (5.2.5)

Reactiunile rezultante in lagare vor fi:

RC RCH2

RFH2 RCH

49

Fa

Ft

tan ( )

Ft

RF RFA2

RFV2 RFH

2 RFV (5.2.6)

Fortele care actioneaza asupra rotilor dintate 3 respectiv 5 corespunzatoare treptelor de viteza I si II sunt:

Ft1

Mmaxis1

rd5.955

daN

Ft2

Mmaxis2

rd3.405

daN

Fr1

Ft1 tan ( )

cos ( )13.417

daN

Fr2

Ft2 tan ( )

cos ( )7.672

daN

Fa1

Ft1

tan ( )2.662

daN

Fa2

Ft2

tan ( )1.522

daN

Diametrul de divizare al rotii z3 este de 220 mm, iar pentru roata z5este de 200 mm.

Pentru roata dintata 3, de pe arborele secundar care da treapta I, reactiunile care actioneaza asupra reazemelor este:

RFA Fa12

Fa22 2.99 daN

RCH

Ft1 l2

l2.978

daN

RFH

Ft1 l1

l2.978

daN

RC RCH2

RFH2 4.211 daN

RCV

Fr1 l2 Fa1 rd1

l6.509

daN

RFV

Fr1 l2 Fa1 rd1

l6.908

daN

50

RF RFA2

RFV2 RFH

2 8.095 daN

Pentru roata dintata 3, de pe arborele secundar care da treapta I, reactiunile care actioneaza asupra reazemelor este:

RFA Fa12

Fa22 3.066 daN

RCH

Ft2 l'2

l1.419

daN

RFH

Ft2 l'1

l1.419

daN

RC RCH2

RFH2 2.006 daN

RCV

Fr1 l2 Fa1 rd1

l3.288

daN

RFV

Fr1 l2 Fa1 rd1

l3.421

daN

RF RFA2

RFV2 RFH

2 4.808 daN

51

5.2.3 Calculul arborelui secundar la incovoiere si rasucire

Pentru calculul arborelui secundar la incovoiere si rasucire trebuie determinate momentele incovoietoare si de rasucire.

Efortul specific echivalent al unui arbore supus la incovoiere si rasucire este stabilit dupa ipoteza a III-a de rupere:

s i2

4 t2 i (5.2.7)

unde: σi=Mi/Wt ;

Mi Fr2

Ft2 rd3 FrFr ;

Wt=π*d3/32;

ζ=Mt/Wt , Mt=Ft3*rd3 ;

Mi=707 daNm;

Ϭs=500 MPa;

Mt =47 daNm; rezulta Wnecesar=10313 mm3;52

Atunci dmin=47,18 mm. Se alege d=50 mm.

5.2.4 Verificarea la strivire a canelurilor arborelui secundar

Asamblarile canelate ale arborelui secundar se calculeaza la presiunea specifica de strivire ps cu relatia:

(5.2.8)

unde: h -reprezinta inaltimea canelurilor;

z-numarul de caneluri;

rm-raza medie a partii canelate;

le-este lungimea asamblarii canelate.

Inaltimea canelurilor se alege de 3 mm, lungimea asamblarii canelate este de 50 mm, numarul canelurilor este 30 si raza medie a canelurilor este 51,5 mm.

Rezulta: ps =355000*5,73/(0,75*3*50*30*51,5)=11,7 MPa.

5.2.5 Verificarea la incovoiere a arborelui secundar

Solicitarile la incovoiere si rasucire dau nastere la deformatii ale arborilor care au ca efect angrenare necorespunzatoare cu solicitari suplimentare ale danturilor. Calculul deformatiilor arborilor se face cu relatiile din tabelul 5.1.

Sageata maxima nu trebuie sa depaseasca 0,15....0,25 mm.

53

Folosind formula III din tab.5.1.pentru a afla sageata in dreptul rotii dintate, rezulta:

Rezulta sageata maxima este f=0.14mm, valoare care se incadreaza in limitele admisibile.

5.2.6 Calculul arborelui primar

Fig 5.2.7. Fortele care actioneaza asupra arborelui primar

Relatiile pentru calculul reactiunilor sunt:

-in plan vertical: RAV=(Frp*l1-Fap*rdp+RCV*l2)/l; (5.2.12)

RBV=[Frp*(l1+l)-Fap*rdp+RCV*(l2+l)]/l; (5.2.13)

-in plan orizontal: RAH=(RCH*l2-Ftp*l1)/l; (5.2.14)

RBH=[RCH*(l2+l)-Ftp*(l1+l)]/l; (5.2.15)

Din fig 5.2.7, l1=50mm si l2=50mm; l=100mm;

Ftp=M1/rd1

=35,5/0,0375=950daN;

Frp=Ftp*tgα/cosɣ=350daN;

Fap=Ftp*tgɣ=127daN;

54

Rezulta: RAV=130daN; RAH=105daN;

RBV=644daN; RBH=795daN;

Pentru a determina diametrul necesar arborelui primar se utilizeaza relatia:

M/σ=Wnec(5.2.16)

adica 355000/500=π*d3/32, rezulta d=20mm.

5.2.8 Oteluri utlizate la constructia arborilor.

Pentru constructia arborilor se alege otelul aliat 18 MC 10 pentru arborele principal care este corp comun cu roata dintata z1 si pentru ceilalti arbori oteluri aliate cu continut mediu de carbon, de preferinta 40 C 10, ambele tipuri de oteluri avand σadm=500 MPa.

5.3 Calculul pentru alegerea rulmentilor

În general arborii transmisiei se sprijină pe rulmenţi, cei mai raspandiţi fiind rulmenţii radiali cu bile ce pot prelua si o anumită sarcină axială.

Aceşti rulmenţi sunt mai ieftini, au un randament ridicat, se montează uşor si nu necisită reglaje în procesul exploatării.

Rulmenţii cu role cilindrice se utilizează în cazul în care distanţa dintre axe este redusă, iar rulmenţii radiali cu bine, de aceleaşi dimensiuni nu pot prelua sarcinilie respective.

Rulmenţii cu role conice, pot prelua sarcini radiale şi axiale mari, dar sunt mai scumpi şi necesită reglaje în timpul exploatării.

Rulmentii se aleg din cataloage in functie de incarcare dinamica.

Tabelul 5.3. Recomandări pentru alegerea coeficienţilor αi în procente.

55

Dependenta dintre capacitatea de incarcare dinamica C si durata de functionare a rulmentilor D este data de relatia:

C=Q [daN] (5.3.1)

unde p=3 pentru rulmentii cu bile si p=3,33 pentru rulmentii cu role si Q este sarcina echivalenta.

Durabilitatea D, exprimata in milioane de rotatii, se poate exprima cu relatia:

(5.3.2)

unde:Dh-durata de functionare in ore;

n -turatia inelului rulmentului exprimata in rpm.

Pentru un autoturism durabilitatea trebuie sa fie in jur de 2500 de ore, adica sa functioneze aproximativ 180000 km.

56

Cel mai solicitat rulment se localizeaza pe arborele primar si se considera cazul cel mai dezavantajos cand turatia motorului este maxima. Atunci :

D=60*3800*2500/106=570 [milioane de rotatii]

57

Partea II Proiectarea puntii si a suspensiei din spate

Capitolul 1. Studiul soluţiilor constructive posibile pentru puntea din spate şi alegerea justificată a soluţiei pentru puntea care se proiectează.

1.1 Rolul, condiţiile impuse şi clasificarea punţilor din spate

Puntea din spate are rolul de a prelua şi transmite cadrului sau caroseriei forţele şi momentele ce apar din intercţiunea roţilor faţă cu calea de rulare. La deplasarea automobilului, denivelarile drumului produc oscilatii ale rotilor care se transmit puntilor. Suspensia realizeaza legatura elastica cu amortizare intre puntile automobilului si cadru sau caroserie, avand ca roluri principale micsorarea sarcinilor dinamice si amortizarea vibratiilor rezultate in urma interactiunii dintre roti si calea de rulare. Viteza de deplasare a automobilului pe un drum dat este limitata in primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea motorului.

Suspensia determina in principal confortabilitatea automobilului, adica proprietatea acestuia de a circula timp indelungat cu viteze permise de caracteristicile dinamice, fara ca pasagerii sa aiba senzatii neplacute sau sa oboseasca repede si fara ca automobilul si marfa transportata sa fie deteriorate. In plus, imprimand caracterul dorit oscilatiilor, suspensia impreuna cu mecanismele puntilor influenteaza stabilitatea, maniabilitatea si manevrabilitatea automobilului (elemente care impreuna definesc tinuta de drum a automobilului).

După tipul mecanismului de ghidare determinat de caracterul suspensiei roţilor puntea din spate poate fi: rigidă- cu oscilaţie dependentă a roţilor sau articulată cu oscilaţie independentă a roţilor.

Puntea din spate trebuie:

-să asigure o cinematică corectă a roţilor în timpul oscilaţiei caroserie;

-să asigure o bună stabilitate roţilor;

-să asigure o uzură cât mai mică a pneurilor;

58

-să aibă o greutate proprie mică pentru a reduce greutatea părţii nesuspendate a automobilului;

-să fie suficient de rezistentă şi sigură în exploatare;

- sa aiba dimensiuni de gabarit cat mai reduse in scopul unei garzi la

sol cat mai mari;

- sa aiba functionare silentioasa;

- intretinerea sa fie cat mai simpla;

- sa prezinte o durata de functionare mare;

Clasificarea punţilor se face după următoarele criterii:

A. După tipul mecanismului de ghidare al roţilor, punţile pot fi rigide semirigide sau fracţionate (articulate).

Punţile rigide, sau punţi cu oscilaţie dependentă a roţilor, sau punţi cu suspensie dependentă sunt punţile la care lagărele roţilor sunt legate între ele printr-un element rigid (grindă). În consecinţă, la trecerea peste un obstacol a unei roţi, cealaltă roată se înclină simultan şi egal, provocând înclinarea şi deplasarea transversală a caroseriei. În plus, datorită elasticităţii arcului lamelar al suspensiei (majoritatea punţilor rigide sunt combinate cu arcuri lamelare care asigură şi ghidarea punţii), se produce înaintarea unei roţi în raport cu cealaltă şi deci schimbarea direcţiei de mers, aşa cum se vede din figura 1.2. Se poate obtine însă, o marire a capacităţii de trecere a automobilului prin cresterea gărzii la sol,prin micşorarea razei transversale de trecere şi prin posibilitatea mare de rotire a punţii faţă de caroserie fară a recurge la soluţii constructive complicate şi costisitoare. Un alt avantaj al puntii rigide este numărul redus de articulaţii care îi conferă siguranţa în exploatare şi fiabilitate ridicate.

Punţile rigide se folosesc la majoritatea autocamioanetor, la autobuze, la autoutilitare şi la unele autoturisme de teren.

Fig 1.2.Influenţa punţii rigide asupra ghidajului şi pozitiei automobilului

59

Punţile rigide se deosebesc constructiv prin soluţia adoptată pentru preluarea forţelor şi a momentelor de reacţie.Schemele cinematice ale celor mai folosite mecanisme în acest scop sunt prezentate in figura 1.3.

a. b.

c.

Fig 1.3.Schemele cinematice pentru mecanismele de ghidare ale punţilor rigide: a)cu arcuri lamelare; b)cu două mecanisme patrulater dispuse longitudinal şi bară Panhard; c)grindă trasă cu articulaţie dispusă în planul median al automobilului.

Punţile semirigide permit deplasări relative de mica amplitudine ale roţilor prin deformarea la torsiune a grinzii de legatură dintre roti (grindă cu epura controlată). Această soluţie se foloseşte numai pentru puntea din spate nemotoare (cel mai adesea) sau motoare.Schemele cinematice cele mai uzuale ale acestor punţi sunt prezentate în figura 1.4.

a. b. c.

Fig 1.4. Schemele punţilor semirigide: a)grinda trasă coaxială cu axele roţilor; b)grindă trasă în formă de “H”; c)grindă trasă coaxială cu axele articulaţiilor

60

Punţile fracţionate (articulate), sau punţile cu oscilaţie independentă a roţilor, sau punţile cu suspensie independentă sunt punţile la care, deplasarea unei roti la trecerea peste un obstacol nu impune şi deplasarea celeilalte roti (rotile se pot deplasa independent) deoarece lipseşte legătura rigidă dintre roata din stânga şi din dreapta. Sunt diverse sisteme de legare a roţilor cu şasiul sau cu caroseria autoportantă, cele mai răspândite fiind reprezentate în figura1.5.Un criteriu de apreciere al punţilor fracţionate este variaţia ecartamentului ΔE.

Fig 1.5.Scheme mai răspândite de punţi fracţionate: a)braţe transversale alăturate; b)braţe transversale în prelungire; c)mecanism patrulater transversal (braţe transversale suprapuse); d)mecanism McPherson; e)brate longitudinale trase sau impinse; f)mecanism patrulater longitudinal.

Punţile articulate au faţa de punţile rigide următoarele avantaje:

- îmbunătăţesc confortul deoarece reduc masa nesuspendată;

- îmbunătăţesc ţinuta de drum deoarece deplasările roţilor nu se influentează reciproc;

- micşorează oscilaţiile de ruliu ale caroseriei şi măresc stabilitatea automobilului;

- permit dispunerea între roţi a unor elemente ale şasiului (motor, cadru etc.), deci coborarea centrului de masă şi creşterea stabilităţii;

61

-permit realizarea soluţiilor compacte de organizare generală “totul în faţă” şi “totul în spate”.

Exemple de punti spate ale modelelor similare:

Fig. 1.4. Punte spate McPherson

62

Particularitati constructive: bratul inferior are forma de trunghi cu latrurile nesimetrice (alungite spre spate) realizat din piese ambutisate din tabla asamblate prin sudare electrica si rezistiva, articulatiile fiind demontabile. Grinda suport se prezinta sub forma unui cadru pe care este articulat bratul inferior prin doua articulatii cilindrice spre partea centrala a puntii, iar la partea corespunzatoare fuzetei prin doua articulatii sferice. Mecanismul de actionare a directiei cu pinion-cremaliera este dispus in spatele si dedesubtul axei rotilor si este montat pe grinda suport care are o constructie compacta. Bara stabilizatoare de forma literei U este articulata cilindric elastic de grinda suport si prin intermediul unei bielete lungi de fuzeta de constructie sudata asamblata cu butucul rotii.

Articulatia axiala intre culisa oscilanta (blocul elasto-amortizor) si pasajul rotii este prevazuta cu un rulment axial cu bile prevazut intre armatura de jos a articulatiei si talerul superior al arcului. La bracare tija amortizorului este fixa , iar arcul impreuna cu tubul amortizorului si cu fuzeta se rotesc. Se reuseste astfel filtrarea comuna a vibratiilor provenite de la amortizor si arc

63

1.3. Prezentarea solutiei constructive pentru

componentele puntii din spate

Dupa modul de fabricare,pentru autoturisme, avem doua solutii

viabile: punte executata din tabla de otel prin ambutisare si punte executata prin turnare sub presiune din aliaj pe baza de aluminiu. Vom folosi prima varianta.

64

65

Capitolul 2. Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din spate si alegerea justificata a solutiei pentru suspensia care se proiecteaza

2.1 Rolul si constructia suspensiilor.

Suspensia automobilului realizeaza legatura elastica cu amortizare intre puntile automobilului si cadru sau caroserie, micsorand sarcinile dinamice si amortizand vibratiile rezultate in urma actiunii componentelor verticale ale fortelor de interactiune dintre roti si drum.

Suspensia automobilului are rolul de a asigura confortabilitatea pasagerilor si de a proteja incarcatura si organele componente impotriva socurilor, trepidatiilor si oscilatiilor daunatoare, cauzate de neregularitalile drumului.

Suspensia automobilului trebuie sa ineplineasca urmatoarele conditii principale:

caracteristica elastica care sa asigure un grad de confort satisfacator,

constructie simpla si rezistenta, amortizarea vibratilor caroseriei si rotilor,

greutatea minima, sa transimita fortele si momentele reactive de la roti la caroserie.

Prin imprimarea caracterului dorit al oscilatiilor, suspensia, alaturi de mecansimul de ghidare al puntii, influenteaza maniabilitatea, manevrabilitatea si stabilitatea automobilului, elemente care impreuna definesc tinuta de drum a automobilului.

Putem spune ca suspensia are urmatoarele functii principale:

poarta masa suspendata a automobilului; asigura un contact permanent dintre pneuri si calea de rulare; izoleaza masa suspendata de perturbatiile generate de interactiunea

pneurilor cu calea de rulare.

Elementele principale care compun suspensia sunt:

elementele elastice (arcurile); amortizoarele; tampoanele limitatoare; barele stabilizatoare.

66

Toate aceste elemente se monteaza intre puntea rigida sau mecanismul de ghidare al rotii si sasiu sau caroserie, asa cum se vede din figura de mai jos.

Fig.2.1Montarea elementelor componente ale suspensiei: 1-roata cu pneu; 2-mecanismul de ghidare al rotii; 3-componentele suspensiei; 4-caroseria.

2.2 Elementele elastice (arcurile)

Arcurile elicoidale sunt foarte raspandite datorita avantajelor lor:

durabilitate mare; masa proprie redusa; nu necesita intretinere; executie mai simpla. ele lucreaza la compresiune si au frecari interne foarte mici. arcurile elicoidale nu preiau forte longitudinale si transversale.

Tipurile constructive de arcuri elicoidale de compresiune sunt prezentate in tabelul 2.1.

Forta activa care actioneaza asupra arcului se determina in functie de incarcarea puntii si de constructia ei.

Arcurile sunt organe de masini care prin forma specifica si prin limita de elasticitate înalta a materialului permit:

a) o deformatie mare sub actiunea sarcinii exterioare, care determina înmagazinarea unei mari cantitati de energie potentiala de deformatie (elastica);

b) revenirea totala sau partiala la forma initiala sub actiunea fortelor elastice, la încetarea actiunii sarcinii exterioare.

67

Fig.2.2 Principalele tipuri de arcuri elicoidale

2.3 Barele de torsiune

Arcul bara de torsiune are urmatoarele avantaje:

durabilitate ridicata; valoare cea mai redusa pentru masa nesuspendata; realizeaza o distributie avantajoasa pe cadru a sarcinilor; frecarea interna lipseste complect; prezinta posibilitati de reglare a puntii.

Dezavantaje:

68

tehnologie de executie mai complicata fata de arcurile elicoidale; dispunere pe automobil mai incomoda si legaturi mai complicate cu

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

bun; in cazul ruperii barei unice functiile suspensiei sunt anulate brusc si

total. Nici el nu preia fortele longitudinale si transversale de reactie.

Solutii constructive de bare de torsiune cu diferite forme ale sectiunii transversale si diferite forme ale capetelor de fixare sunt prezentate in figura 2.2.

Fig 2.2.Forme constructive de bare de torsiune: a-cu sectiune cilindrica si capete canelate; b-cu sectiune cilindrica si capete hexagonale; c-cu sectiune din lamele suprapuse si capete patrate; d-cu sectiune din mai multe bare circulare si capete poligonale; e-bara de torsiune compusa (o bara cu sectiune cilindrica si alta cu sectiune tubulara) si capete canelate

2.4 Amortizoarele suspensiei

Montate in paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei, amortizoarele indeplinesc urmatoarele roluri:

disipeaza rapid energia oscilatiilor verticale ale masei suspendate (caroseriei, sasiului etc.) rezultate in urma deformatiei suspensiei;

diminuarea rapida a oscilatiilor maselor nesuspendate (roti, punti etc.) pentru asigurarea continua a contactului rotilor cu calea de rulare.

69

La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele hidraulice telescopice cu dublu efect (realizeaza amortizarea atat la comprimare, cat si la destindere). Ele se impart in trei categorii:

amortizoare pur hidraulice; amortizoare cu gaz de inalta presiune; amortizoare cu gaz de joasa presiune.

Toate amortizoarele hidraulice telescopice au acelasi principiu de lucru: la deplasarea relativa a masei suspendate fata de masa nesuspendata, lichidul vascos din corpul amortizorului este obligat sa treaca prin orificii cu sectiune mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in energie termica.

Din cele prezentate rezultă că, punţile şi suspensiile automobilului deşi îndeplinesc funcţiuni cu totul diferite, datorită cerinţelor numeroase şi exigente pentru asigurarea stabilităţii şi a confortului în condiţiile maselor şi a dimensiunilor de gabarit reduse, sunt tratate şi realizate constructiv în cadrul unor ansambluri unice, ale căror funcţiuni sunt în esenţă urmatoarele:

transmiterea greutăţii automobilului la roţi; transmiterea forţelor şi momentelor de reacţiune de la roţi la cadru

sau caroserie; limitarea solicitărilor dinamice transmise de la roţi la cadru sau

caroserie; realizarea unui confort cât mai ridicat pentru calători şi mărfurile

transportate; asigurarea contactului continuu şi constant între roţi şi cale; ghidarea precisă a mişcării roţilor în raport cu şasiul sau caroseria, în

timpul dezbaterii suspensiei; asigurarea stabilităţii pe traiectorie; asigurarea echilibrului automobilului în diverse condiţii de deplasare.

Puntea spate din aluminiu oferă o dinamică impresionantă de condus şi un confort excelent pentru pasageri. Aceasta cântăreşte cu aproximativ 30% mai puţin decât punţile obişnuite de oţel.

70

Fig 2.4 Schema puntii ce va fi proiectata (McPherson): 1-arc elicoidal cilindric, 2-cilindru amortizor, 3-suport pentru sprijinul amortizorului cu portfuzeta, 4-bieleta antirului, 5-brat triungiular cu brate neegale dispus longitudinal,

Construcţia reală a punţii spate McPherson este foarte diferită de la un automobil la altul. Diferenţele constructive sunt localizate în următoarele zone:

forma şi construcţia bratului inferior şi a articulaţiilor sale cu grindă suport şi cu fuzetă;

prinderile dintre fuzeta şi amortizor; forma şi construcţia lagărului elastic superior oscilant; construcţia şi dispunerea rulmentului axial; dispunerea barei stabilizatoare, integrarea ei în construcţia punţii şi

legăturile cu masa suspendată şi cu masa nesuspendată; valoarea deportului transversal (negativă sau pozitivă).

71

Capitolul.3. Calculul şi proiectarea punţii (dacă puntea este şi motoare fară mecanismele de putere adică transmisia principală, diferenţialul şi arborii planetari).

Tratarea unei punti ca un ansamblu separat care va fi apoi integrat in automobil este sortita esecului, deoarece puntea este supusa unor constrangeri care trebuie sa fie luate in considerare de la inceputul proiectului. Aceste constrangeri sunt:

constrangeri impuse de vecinatatile puntii (organizarea zonala a automobilului);

constrangeri impuse de legaturile functionale dintre punte si ale ansambluri ale automobilului.

O parte dintre elementele puntii sunt mobile (masa nesuspendata fata de masa suspendata), deci trebuie prevazut un spatiu pentru asigurarea acestei mobilitati. In vecinatatea puntii sunt amplasate ansambluri ce constitue surse de caldura (elemente ale esapamentului), iar puntea trebuie sa permita dispunerea lor si sa fie izolata termic corespunzator.

Pe punte sunt montate conducte hidraulice (ale sistemului de franare), cabluri electrice (legaturile cu traductorii ABS), organe de corectie a garzii la sol (pentru suspensia pneumatica), iar puntea trebuie prevazuta cu organe care sa permita montarea si protectia lor.

Calculul de rezistenţă a punţii din spate se face pentru patru regimuri caracteristice de mişcare: regimul frânării, regimul derapării şi regimul trecerii peste obstacole.

Determinarea forţelor ce acţionează asupra punţii din spate:

În regimul frânării reacţiunile normal sunt :

Zfs=Zfd=G1m1f/2

Unde m1feste coeficientul de încărcare dinamică la frânarea punţii din spate.

m1f

72

Reacţiunile tangenţiale date de frânarea până la limita de aderenţă, (coeficientul de aderenţă are valorile cuprinse între φ =0,7..0,8) sunt:

Xfs=Xfd=Zf φ;

Din prima parte a proiectului ştim că greutatea G1ce revine punţii spate este 1600 daN, astfel încât greutatea care revine unei roţi de la puntea spate. Gf1 = Gf2 = 800 daN

Unde α=170, b=1000 mm, hg = 1000 mm.

Braţul inferior al suspensiei este solicitat la compresiune sau întindere

m1f= 1,625

Conform formulei:

Zfs=Zfd=G1m1f/2 rezultă Zfs=Zfd=1300 daN

Regimul derapării

Datorită componentei Fy a forţei laterale reacţiunile diferă pentru partea stângă şi dreaptă astfel:

Pentru partea stângă, reacţiunea normală va fi:

Z1fs =

Pentru partea stângă, reacţiunea laterală va fi:

Y1fs =

Pentru autovehiculul proiectat se obţin următoarele valori:

Z1s=1531 daN

Y1s=1531*0,8=1224,8 daN

Pentru partea dreaptă, reacţiunea normală va fi:

Z1fs =

Pentru partea stângă, reacţiunea laterală va fi:

Y1fs =

73

Pentru autovehiculul proiectat se obţin următoarele valori:

Z1s=68 daN

Y1s=68*0,8=54,4 daN

Regimul trecerii peste obstacole

În acest regie se consideră ca reacţiunile normale cresc de aproximativ 2 ori faţă de valorile lor statice, adică:

Z1fs=Z1fd=G1=1600 daN

Capitolul 4. Calculul si proiectarea suspensiei

Elementele principale care compun suspensia sunt:

- elementele elastice (arcurile); - amortizoarele; - tampoanele limitatoare; - barele stabilizatoare.

4.1 Elemente elastice

La deplasarea automobilului, denivelarile drumului produc oscilatii ale rotilor care se transmit puntilor. Suspensia realizeaza legatura elastica cu amortizare intre puntile automobilului (masa nesuspendata) si cadru sau caroserie (masa suspendata), avand ca roluri principale micsorarea sarcinilor dinamice si amortizarea vibratiilor rezultate in urma interactiunii dintre roti si calea de rulare. Viteza de deplasare a automobilului pe un drum dat este limitata in primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea motorului.

Suspensia determina in principal confortabilitatea automobilului, adica proprietatea acestuia de a circula timp indelungat cu viteze permise de caracteristicile dinamice, fara ca pasagerii sa aiba senzatii neplacute sau sa oboseasca repede si fara ca automobilul si marfa transportata sa fie deteriorate. In plus, imprimand caracterul dorit oscilatiilor, suspensia impreuna cu mecanismele puntilor influenteaza stabilitatea, maniabilitatea si manevrabilitatea automobilului (elemente care impreuna definesc tinuta de drum a automobilului).

Conditiile principale impuse suspensiei sunt:

74

● amplitudinea masei suspendate cat mai redusa – se realizeaza reducerea masei nesuspendate => avantajele puntilor fractionate fata de puntile rigide;

● pulsatia oscilatiilor proprii ale sistemului cat mai mica – se realizeaza prin reducerea rigiditatii elementului elastic => se adopta oscilatii verticale acceptabile au perioada cuprinsa intre 1 s si 0,5 s, corespunzatoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 ... 7 m/s;

● rigiditatea suspensiei puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii din spate pentru a reduce oscilatiile de tangaj;

● pastrarea neschimbata a caracteristicilor suspensiei cand masa suspendata se modifica – se realizeaza prin modificarea rigiditatii arcurilor cu cresterea sarcinilor => interesul pentru suspensiile progresive;

● asigurarea unei amortizari suficiente (dupa o perioada amplitudinile sa se micsoreze de 3 ... 8 ori) => sarcinile dinamice transmise masei suspendate sa nu fie prea mari, iar rotile sa pestreze permanent contactul cu calea.

Putem spune ca suspensia are urmatoarele functii principale:

• poarta masa suspendata a automobilului;

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

••• izoleaza masa suspendata de perturbatiile generate de interactiunea pneurilor cu calea de rulare.

Elemente de calcul al arcurilor elicoidale

Forţa activă F ce acţionează asupra arcului elicoidal al suspensiei se determină din figura următoare, realaţia de calcul fiind:

F

unde:

Z este reacţiunea normală ce acţionează asupra roţii;

gr este greutatea roţii şi a mecanismului de ghidare montat sub arc (se recomandă gr= 0,1Z);

Din constucţia punţii faţă se cunosc: l1=168 mm, l2=240 mm.

Cu aceste valori rezultă:

75

F=1029 daN;

Rigiditatea arcului elicoidal este dată de relaţia:

În care:

n este numărul de spire active al arcului; n = 6;

D este diametrul mediu al arcului; D = 204 mm;

d este diametrul spirei arcului; d = 20 mm;

G modulul de elasticitate transversal; G= 8*104 daN/cm2

Cu aceste valori rigiditatea arcului va fi :

K=3,33

Dacă se notează cu f săgeata arcului corespunzătoare unei deplasări z a roţii se poate scrie relaţia :

;

Ştiind că între rigiditatea K a arcului elicoidal şi mărimea deplasării verticale z, se poate scrie relaţia:

Relaţii de calcul pentru arcurile elicoidale:

Indicele arcului i se calculează cu relaţia:

i = D/d; Se recomandă i

Săgeata arcului se calculează cu relaţia:

= 30,8 mm

Efortul unitar la răsucire al spirei de arc se calculează cu relaţia ştiind valoarea coeficientului de corecţie k=1,14:

τt= N/mm2a =700 N/mm2

4.2 Alegerea amortizoarelor

76

Montate in paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei, amortizoarele indeplinesc urmatoarele roluri:

disipeaza rapid energia oscilatiilor verticale ale masei suspendate (caroseriei, sasiului etc.) rezultate in urma deformatiei suspensiei;

diminuarea rapida a oscilatiilor maselor nesuspendate (roti, punti etc.) pentru asigurarea continua a contactului rotilor cu calea de rulare.

Efectul unui amortizor este evidentiat in figura 4.1.

Fig 4.1.Efectul amortizorului

In urma deplasarii peste o denivelare, arcurile si amortizoarele sunt comprimate, iar socul produs asupra automobilului este preluat de arcuri, care impiedica ca masa suspendata M2 sa vina in contact cu masa nesuspendata M1. Masele M1 si M2 vor oscila in mod independent, in domenii de frecventa diferite (curbele cu linie albastra). Sub influenta amortizorului, oscilatiile sunt rapid amortizate (curbele cu linie rosie).

La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele hidraulice telescopice cu dublu efect (realizeaza amortizarea atat la comprimare, cat si la destindere). Ele se impart in trei categorii:

amortizoare pur hidraulice; amortizoare cu gaz de inalta presiune; amortizoare cu gaz de joasa presiune.

Toate amortizoarele hidraulice telescopice au acelasi principiu de lucru: la deplasarea relativa a masei suspendate fata de masa nesuspendata, lichidul vascos din corpul amortizorului este obligat sa

77

treaca prin orificii cu sectiune mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in energie termica.

Caracteristica de amortizare reprezinta dependenta dintre forta de rezistenta a amortizorului Fa si viteza de deplasare a pistonului vp (viteza relativa pe verticala a rotii fata de caroserie) in cilindrul amortizorului. Ea este definita de relatia:

Fa=c⋅v pi

unde: c este coeficientul de rezistenta al amortizorului;

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

Valoarea exponentului i depinde de dimensiunile orificiilor calibrate, constructia supapelor si vascozitatea lichidului. In functie de exponentul i caracteristica de amortizare, prezentata ca alura in figura 4.2, poate fi:

- liniara daca i=1 (dreapta 1); - progresiva daca i>1 (curba 2); - regresiva daca i<1 (curba 3).

Puterea disipata este suprafata de sub caracteristica.

Fig. 4.2.Tipuri de caracteristici de amortizare

Caracteristica progresiva prezinta avantajul ca fortele de rezistenta sunt mici la viteze reduse ale rotii in raport cu caroseria (deplasarea automobilului cu viteza redusa, drumul are neregularitati lungi cu contururi line) si cresc rapid odata cu cresterea vitezei oscilatiilor.

Caracteristica regresiva are avantajul ca valoarea fortelor rezistente la viteze mari ale oscilatiilor este mai redusa, deci fortele care se transmit caroseriei sunt mai mici.

Caracteristica optima este cea parabolica (i=2).

78

Pentru a reduce valoarea fortelor care se transmit caroseriei prin amortizor in cazul caracteristicii progresive, acesta este prevazut cu supape de descarcare, care se deschid cand viteza relativa a oscilatiilor devine prea mare, sectiunile de trecere pentru lichid se maresc, iar forta de amortizare creste mai lent. Supapele de descarcare sunt necesare si un cazul functionarii amortizorului la temperaturi scazute, cand vascozitatea lichidului creste sau in cazul socurilor bruste. Viteza pistonului la care supapele de descarcare se deschid se numeste viteza critica, vcr, cu valori cuprinse in intervalul 0,15...0,50 m/s.

Coeficientul de rezistenta al amortizorului are valori diferite pentru cursa de comprimare si pentru cursa de destindere, iar caracteristica de amortizare este asimetrica. La amortizoarele actuale intre coeficientii de rezistenta pe cele doua curse exista relatia:

cd= (2. .. . 5 )⋅cc

Diferenta dintre coeficientii cd si cc depinde de neregularitatile drumului. Cu cat suprafata drumului prezinta mai multe neregularitati, cu atat diferenta dintre cei doi coeficienti trebuie sa fie mai mare, deoarece la trecerea rotii peste o denivelare proeminenta viteza masei nesuspendate creste , iar prin amortizor se transmite o forta mare care ocoleste elementul elastic al suspensiei. Aceasta forta poate fi redusa prin micsorarea coeficientului cc. Cand roata trece peste adancituri, iar automobilul se deplaseaza cu viteze mari, roata poate pierde contactul cu drumul deoarece componenta orizontala a vitezei este mult mai mare fata de componenta verticala, in consecinta cd nu trebuie sa fie prea mare.

Se recomanda ca la deplasarea pe drumuri cu suprafete denivelate, diferenta dintre cd si cc sa fie mare, iar la deplasarea pe drumuri cu denivelari lungi si line diferenta sa fie mica.

Coeficientul mediu de rezistenta al amortizorului este:

c=cc+cd

2

Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un amortizor cu supape de descarcare, este prezentata in figura 4.3.

79

Fig. 4.3.Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un amortizor cu supape de descarcare

Caracteristica forta-deplasare sau diagrama de lucru a amortizorului reprezinta dependenta dintre forta de amortizare Fa si deplasarea (cursa) pistonului s la comprimare si la destindere. Ea este reprezentata in figura 4.4.

Fig. 4.4.Caracteristica forta-deplasare a amortizorului

Energia disipata de amortizorul hidraulic intr-un ciclu comprimare-destindere este egala cu aria suprafetei delimitata de caracteristica forta-deplasare.

Elemente de calcul pentru amortizoare

Calculul amortizorului implica urmatoarele etape:

10Determinarea caracteristicii de amortizare la roata automobilului

Pentru determinarea caracteristicii de amortizare trebuie sa se stabileasca domeniul necesar de amortizare pentru caroserie si pentru roti. Acesta se determina cu relatia caracteristicii liniare de amortizare:

Fa=c⋅v p

80

Coeficientul de rezistenta al amortizorului se determina in functie de gradul de amortizare D. In cazul domeniului necesar de amortizare pentru caroserie, coeficientul c se determina cu relatia:

c=2⋅D⋅√k s⋅m2

unde: ks este rigiditatea suspensiei; m2 este masa suspendata pentru automobilul gol si pentru automobilul complect incarcat; D=0,25.

Rezulta astfel dreptele 1 si 2 care delimiteaza domeniul necesar de amortizare A1 pentru caroserie din figura 4.5.

Domeniul necesar de amortizare pentru roata A2 este cuprins intre dreptele 3 si 4 (fig.4.5), corespunzatoare gradului de amortizare D ’=0,25 si D’=0,35; coeficientul de amortizare se determina cu relatia:

c=2⋅D'⋅√ (k s+k p)⋅m1

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

Fig. 4.5.Domeniile necesare de amortizare pentru caroserie A1 si pentru roti A2

Domeniile necesare de amortizare fiind distantate intre ele, va trebui sa se adopte o caracteristica de amortizare care sa constitue un compromis. Ea trebuie sa cuprinda domeniul necesar de amortizare pentru

81

caroserie pana la vp=0,5 m/s (corespunde unor amplitudini de 40....50 mm ale oscilatiilor si unor frecvente proprii ν0=0,7....1,7 Hz) si domeniul necesar de amortizare pentru roti pana la vp=0,7 m/s (corespunde unor amplitudini de 10....20 mm ale oscilatiilor si unor frecvente proprii de ν0=9....13 Hz). Aceste conditii sunt satisfacute de curba 5 care reprezinta o caracteristica patratica de amortizare, complectata de curba 6 ce corespunde utilizarii supapelor de descarcare. Aceste curbe se pot trasa cu relatia:

Fa=c1⋅v p2

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

Coeficientii de rezistenta pentru cursa de destindere si de comprimare sunt dati in tabelele 4.1 si 4.2.

Tabelul 4.1. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele inchise [N.s/m]

Tabelul 4.2. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele deschise [N.s/m]

82

20 Determinarea caracteristicii efective de amortizare (apartine amortizorului)

Determinarea caracteristicii efective de amortizare tine cont de dispunerea amortizorului pe punte si depinde de constructia puntii si de legaturile dintre punte (roti) cu masa suspendata (caroserie sau cadru). In figura 4.6 sunt prezentate doua scheme de montaj ale amortizorului, pentru o punte rigida cu suspensie dependenta si pentru o punte fractionata cu mecanism patrulater transversal cu suspensie independenta. Amortizorul se monteaza imclinat fata de verticala cu unghiul β.

In cazul puntii fractionate cu suspensie independenta, daca se noteaza cu i=l/l1 raportul de transmitere pentru dispunerea amortizorului se obtin urmatoarele relatii de transformare:

Fig.4.6.Dispunerea amortizorului: a-punte rigida cu suspensie dependenta; b-punte fractionata cu mecanism patrulater transversal si suspensie

independenta

Fa=FR⋅i

cos β ; v p=vR⋅

cos βi ;

c=cR⋅i2

cos2 β

Daca amortizorul este dispus vertical β=0.

83

FFFFFFFFa

FR

FR

Fa

30Fortele din tija amortizorului

Determinarea fortelor din tija amortizorului este necesara in cazul puntii McPherson. Se determina forta transversala pe tija folosind modelul de calcul al puntii McPherson.

40Prinderea amortizorului

Calculul prinderii amortizorului depinde de solutia constructiva adoptata pentru prinderea amortizorului pe punte si pe caroserie. Cele mai uzuale solutii de prindere a amortizorului sunt prezentate in figura 4.7.

Prinderile amortizorului sunt articulatii elastice axiale oscilante sau cilindrice cu elemente din cauciuc avand rol de transmitere a fortei de amortizare la elementele puntii si la caroserie si de filtrare a vibratiilor, indeosebi vibratiile spre caroserie. Ele sunt livrate impreuna cu amortizorul (sunt executate de fabricantul de amortizoare) si sunt alese de catre inginerul automobilist in functie de constructia amortizorului, de tipul puntii, de deplasarile unghiulare posibile ale amortizorului fata de elementele de care se prinde.

In functie de solutia de prindere adoptata pentru amortizor se proiecteaza suportii de pe punte si de pe caroserie.

Fig. 4.7.Solutii constructive pentru prinderea amortizorului

84

50Cursele pistonului amortizorului la destinderea si la comprimarea arcului se determina in functie de pozitia de montaj a amortizorului si de cinematica puntii.

Amortizoarele sunt proiectate si construite de firme specializate. In consecinta amortizorul se alege din gama de produse ale diferitilor fabricanti in functie de parametrii determinati mai sus.

4.3 Bara stabilizatoare

Arcul bara de torsiune are urmatoarele avantaje:

- durabilitate ridicata;- valoare cea mai redusa pentru masa nesuspendata; - realizeaza o distributie avantajoasa pe cadru a sarcinilor; - frecarea interna lipseste complect;- prezinta posibilitati de reglare a puntii.

Dezavantaje:

- tehnologie de executie mai complicata fata de arcurile elicoidale;- dispunere pe automobil mai incomoda si legaturi mai complicate cu

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

bun;- in cazul ruperii barei unice functiile suspensiei sunt anulate brusc si

total.

Parametrii dimensionali principali ai unei bare de torsiune cu sectiune cilindrica sunt prezentati in figura 4.8.

Fig. 4.8.Parametrii dimensionali principali oentru bara de torsiune cilindrica cu capete canelate

85

Parametrul dimensional principal este diametrul portiunii de lucru dt, iar in functie de acesta se recomanda: diametrul capetelor (1,2...1,3)dt; lungimea portiunii canelate (0,9...1,3)dt.

Lungimea functionala a barei de torsiune l se determina din conditia obtinerii sagetii statice impuse, cu relatia:

l=π⋅d t

2

32⋅ϕst⋅GM tst

unde: φst este unghiul de rasucire corespunzatoe sagetii statice; Mt st este momentul de torsiune la sageata statica; G este modulul de elasticitate transversal.

Relatiile de calcul pentru barele de torsiune sunt date in tabelul 4.3.

Tabelul 4.3.Relatiile de calcul pentru barele de torsiune

Bara de torsiune se foloseste si ca bara stabilizatoare pentru micsorarea oscilatiilor de ruliu si marirea stabilitatii automobilelor in viraje. Cea mai raspandita forma de bara stabilizatoare este cea de “U”, fixata

86

articulat de sasiu sau caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate direct sau prin tije intermediare (bielete) de puntea automobilului. Astfel masa barei stabilizatoare este inclusa in masa suspendata. Cand deplasarile verticale ale rotilor din stanga si din dreapta sunt egale (caroseria nu este inclinata intr-o parte), bara stabilizatoare se roteste liber in suportii de pe caroserie. La inclinarea laterala a caroseriei, bara stabilizatoare intra in functiune rasucindu-se si micsoreaza astfel inclinarea caroseriei. Bara stabilizatoare se monteaza daca unghiul de ruliu este mai mare de 70.

Rigiditatea barei stabilizatoare se poate determina cu relatia:

k bst=Gms⋅h⋅( Yμ⋅Ga

±1)−kgl'unde: h este distanta de la centrul de greutate al masei suspendate la axa de ruliu; Y este forta laterala; Ga este greutatea automobilului; μ este unghiul de ruliu in radiani; kgl

’ este rigiditatea unghiulara globala a suspensiei fata si spate, fara stabilizator.

La autoturisme se monteaza bare stabilizatoare la ambele punti si se recomanda ca raportul dintre rigiditatile unghiulare ale suspensiei din fata si din spate sa fie cuprinse intre 1,2 si 1,6.

Fig. 4.9.Modelul de calcul pentru bara stabilizatoare

87

Fig. 4.10.Miscarea de ruliu in viraj datorita fortei centrifuge

88