2

2.2 Caracteristica dinamicăPerformațele de tracțiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de

tracțiune ci și de greutatea sa și de factorul dinamic (K=k A).Pentru a îngloba toate cele treielemente de influență, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat:factorul dinamic.

(2.32)Deoarece forța de tracțiune este dependentă de viteză și de treapta în care este cuplat

schimbătorul de viteze, rezultă că și factorul dinamic depinde de acești factori.Caracteristica dinamică reprezintă funcția care exprimă dependența factorului dinamic de viteza autovehiculului pentru toate treptele schimbătorului de viteze atunci când motorul funcționează la sarcină totală.Valorile factorului dinamic în funcție de viteza automobilului si treapta SV sunt prezentate în tabelul 2.3.

Tabel 2.3 Valorile factorului dinamicTreapta I Treapta II Treapta III Treapta IV

v D v D v D v D4,47 0,46 9,15 0,22 18,71 0,11 38,35 0,054,74 0,46 9,69 0,22 19,81 0,11 40,60 0,055,00 0,46 10,23 0,23 20,91 0,11 42,86 0,055,26 0,46 10,77 0,23 22,01 0,11 45,11 0,055,53 0,46 11,31 0,23 23,11 0,11 47,37 0,055,79 0,46 11,84 0,23 24,21 0,11 49,63 0,056,05 0,46 12,38 0,23 25,31 0,11 51,88 0,056,32 0,46 12,92 0,22 26,41 0,11 54,14 0,056,58 0,46 13,46 0,22 27,51 0,11 56,39 0,056,84 0,46 14,00 0,22 28,61 0,11 58,65 0,057,11 0,45 14,54 0,22 29,71 0,11 60,91 0,057,37 0,45 15,07 0,22 30,81 0,11 63,16 0,057,63 0,45 15,61 0,22 31,91 0,11 65,42 0,057,90 0,44 16,15 0,22 33,01 0,10 67,67 0,058,16 0,44 16,69 0,21 34,11 0,10 69,93 0,058,42 0,43 17,23 0,21 35,21 0,10 72,18 0,048,69 0,42 17,77 0,21 36,31 0,10 74,44 0,048,95 0,42 18,30 0,20 37,41 0,10 76,70 0,049,21 0,41 18,84 0,20 38,51 0,10 78,95 0,049,48 0,40 19,38 0,20 39,61 0,09 81,21 0,049,74 0,40 19,92 0,19 40,71 0,09 83,46 0,04

10,00 0,39 20,46 0,19 41,81 0,09 85,72 0,0410,27 0,38 21,00 0,19 42,91 0,09 87,97 0,04

2

10,53 0,37 21,53 0,18 44,01 0,09 90,23 0,0310,79 0,37 22,07 0,18 45,11 0,09 92,49 0,0311,06 0,36 22,61 0,17 46,22 0,08 94,74 0,0311,32 0,35 23,15 0,17 47,32 0,08 97,00 0,0311,58 0,34 23,69 0,17 48,42 0,08 99,25 0,0311,84 0,33 24,23 0,16 49,52 0,08 101,51 0,0312,11 0,32 24,76 0,16 50,62 0,07 103,76 0,02

D [daN]

0,50

Caracteristica dinamică

0,45

0,400,35

0,30

0,25

0,20

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

0,15

0,10

0,050,00

0,00 20,00 40,00 60,00 80,00 V [km/h]

Figura 2.30 Caracteristica dinamică

3

Capitolul 3 Stabilirea schemei de organizare a SV și determinarea numărului de dinți pentru roțile dințate.

3.1 Stabilirea schemei de organizare generala a SVÎn vederea echipării autocamionului s-a ales proiectarea unei variante similare a

schimbătorul de viteze ce echipează la ora actuală autocamioanele existente pe piață.

Figura 3.1 Schema de organizare de ansamblu a unui schimbător de viteze cu patru trepte

Astfel, cunoscând numărul de trepte al schimbătorului de viteze, și anume 5 trepte, se va alege pentru cuplarea roților dințate soluția cu sincronizatoare, aceasta fiind întâlnită la majoritatea autocamioanelor ce circula în Europa. Poziția roților dințate față de lagărele arborilor, se realizează inițial pe baza modelelor similare urmând ca mai apoi aceasta să fie definitivată prin calcule ținând seama de o serie de factori: lățimea roților, lățimea sincronizatoarelor, distanțele dintre roțile dințate, lățimea lagărelor.

Distanța dintre axele arborilor este determinată cu relația:

T u 14

a K a 3 1

uUnde: K a 0,278 pentru autocamioane

T1 -momentul de torsiune la pinionul treptei I de viteza.

Pentru SV cu 3 arbori, T1 iCG TG , unde

iCG este raportul de transmitere al angrenajului

permanent, iar TG este momentul motor.

u – raportul de transmitere al primei trepte.

1920,28 103 4 2,143 14

a 0,278 3 2,143

195,845 mm

3

Se va alege conform STAS și ținând cont de modelele similare distanța C 200 mm .

z

w

3

3.2 Determinarea distanței dintre axele arborilor și a modulului normal al danturiiÎn cazul schimbătorului de viteză cu trei arbori ( cu priză directă), raportul de transmitere

al treptei j este:

i z i

z sj sj

p zij

unde:zi este numărul de dinți al roții de pe arborele intermediar care angrenează permanent cu

pinionul arborelui primarz p -numărul de dinți al pinionului de pe arborele primar

z ij -numărul de dinți al roții de pe arorele intermediar corespunzătoare treptei j;

z sj -numărul de dinți ai roții de pe arborele secundar corespunzătoare treptei j (ea angrenează cu

roata având numărul de dinți z ij ).

Axele arborilor primar și secundar sunt coliniare și paralele cu axa arborelui intermediar. Deci distanțele dintre centrele roților conjugate este constantă:

m n ( )

c o s t m nj ( )

c o s t

a zw 2 cos i

z p cos 2 cos j

zij zsj coswtj

Sau: z 1 z 2

cos 1,

2

z 3 z

4

cos 3,

4

z 5 z

6

cos 5,6

z 7 z 8

cos 7,8

2 C

m

C1

unde: mn este modulul normal al pinionului de pe arborele primar

m nj - modulul normal al roților conjugate de pe arborele intermediar și

secundar corespunzătoare treptei j - unghiul de înclinare a dințiilor pinionului de pe arborele primar j - unghiul de înclinare a dințiilor roților conjugate de pe arborele intermediar și

secundar corespunzătoare treptei j t -unghiul de presiune frontal de referință

wt , wtj - unghiul de angrenare frontal corespunzător roților cu numere de dinți

zi și z p ,

respectiv z ij și z sj

Într-o primă etapă a stabilirii numărului de dinți se poate considera cazul mai simplu alangrenajului zero-deplasat ( x1 p x2 p 0 ). În această situație

wt t

, wt t . Pentru

simplificare și ieftinirea procesului de producție se recomandă pe cât posibil, modulele normale

3

ale roțiilor să fie aceleași. a w

z i z p z ij z sj

mn 2 cos

2 cos j

3

Unghiurile de înclinare ale dinților se recomandă a avea valorile situate într-un interval [20°,30°] pentru autocamioane. Se caută ca solicitările axiale să fie cât mai mici. La arborele intermediar, dacă se alege adecvat înclinarea dinților, se poate anula forța axială rezultantă ce solicită rulmenții acestuia. Pentru aceasta, în primul rând trebuie ca înclinarea dințiilor de pe arborele intermediar să fie la toate roțile ori spre stânga ori spre dreapta. În general se alege direcția în asa fel încât forța axială să fie orientată către exteriorul schimbătorului de viteze.

Modulele roților dințate se determină în funcție de tipul automobilului și valoarea momentului maxim ce poate fi transmis, utilizând tabelul 3.1 .Adoptând din tabel diametrul pitch DP, modulul se determină cu relația:

25,4mn DP

Tipul automobiluluiMomentul motor

daN mDiametrul pitch (DP)

Dantură dreaptă Dantură înclinată

AutoturismePână la 16,617,3...27,6Peste 27,6

1088

121210

Autocamioane

Până la 27,627,6...34,634,6...41,5Peste 41,5

7665

8766

Tabelul 3.1 Date necesare pentru alegerea diametrului pitch

m 2 5, 4

4,23n 6Determinarea prealabilă a modulului se mai poate face și cu ajutorul graficului prezentat

în figura 4.2. Gama modulelor este standardizată (STAS 822-61) și se prevăd valori pentru m 0,25 n (n fiind număr întreg)

3

Fig. 3.2 Grafic pentru determinarea prealabilă a modulului roților dințate

Se adoptă pentru valoarea modulului roților dințate valoarea mn 4,5 .

La schimbătoarele de viteză cu dinți înclinați suma dinților roților dințate trebuie să crescă cu 2-3 unități de la stânga la dreapta pentru a realiza o descărcare a lagărelor de forțele axiale. Deci în acest caz:

z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8

3.3 Determinarea numărului de dinți pentru roțile dințateÎn cazul în care toate roțiile au același modul normal, distanța dintre axele arborelui

secundar ( sau primar) și intermediar este: z 1 z 2

z 3 z 4 z 5 z 6

z 7 z 8 z 9 z 10

2 Ccos(1.2 ) cos( 3, 4

)cos( 5,6 ) cos( 7,8 ) cos( 9,10 ) m

1.2 3,4 5,6 7,8 9,10 25

z 1 z 2 z 3 z 4

z 5 z 6 z 7 z 8

z 9 z 10 2 2 0 0

88,88cos(1.2 ) cos( 3, 4

)cos( 5,6 ) cos( 7,8 ) cos( 9,10 ) 4,5

Rezultatele experimentale au arătat că suma dințiilor toților dințate cu dinți înclinați trebuie să crească cu 2-3 unități de la stânga la deapta pentru a realiza o descărcare a lagărelorde forțele axiale.

Deci în acest caz: z3 z4 z5 z6 z7 z8 80Se vor adopta astfel:z3 z4 73

z5 z6

3

75 z7 z8

77

z z

3

z9 z10 80

a) Treapta I-a.

i z 2

z 7 ; Pentru a nu rezulta un schimbător de viteze înalt se alege

z 2 z10 ,

iarz z

s11 8

z 2 z 9

z1 z91 10

În felul acesta rezultă: z9 z10 80 , dar

z1 z10

is1 z1 z10 20,36 21dinți;

z 2 z9 z1

is1

21

8,57 61,47 61 dinți.

b) Treapta II-a.

is 2

z 2

z1

z 7 z8

z 7 z8

z1 i s 2

z2

21 5 , 01

61

1,725

z7 z8 77

z8 28,25 29 dinți ;c) Treapta III-a.

z7 51dinți

is 3

z 2

z1

z 5z6

z 5 z6

z1 i s 3

z2

21 2 , 93

61

1,01

z5 z6 75

z6 37,5 37 dinți ;d) Treapta a IV-a

z5 39 dinți

is 4

z 2

z1

z 3z4

z 3 z4

z1 i s 3

z2

2 1 1,7 1

61

0,589

z3 z4 73

z4 45,94 47 dinți ; z3 27 dinți

În cazul în care deplasarea sculei este simetrică la corectarea dintilor 1 2 0 , elementele geometrice ale angrenajului sunt:

C C m

z z 240 mm

2 1 2

a 1 m ; a 1 m1 2

b 1,2 m ; b 1,2 m1 2

2

3

d e1 m z1 2 2 ; d e 2 m z2 2 2 d i1 m z1 2,4 2 ; d i 2 m z2 2,4 2

sd 1 m

2

2 tg ;

s

m

2

2 tg

În care: a și b’ reprezintă înălțimea capului și a piciorului dintelui;

Treapta is1 8,57

2 5,013 2,934 1,715 1,00

3

d e și d i

- diametrele exterioare și interioare

s d - grosimea dintelui măsurată pe cercul de divizare; 0,125...0,325 0,2 pentru acest caz 20 - unghiul de angrenare;

Calculul rapoartelor de transmitere finale și trasarea diagramei fierăstrău realeRapoartele de transmitere finale sunt prezentate în tabelul 3.2.

Tab 3.2 Valorile rapoartelor de transmitere finale ale SV

n VI VII VIII VIV VV

1050 5,614208 9,273141 15,47163 28,38789 47,370681100 5,881551 9,714719 16,20838 29,7397 49,626421150 6,148894 10,1563 16,94512 31,0915 51,882171200 6,416238 10,59788 17,68187 32,4433 54,137911250 6,683581 11,03945 18,41861 33,79511 56,393661300 6,950924 11,48103 19,15536 35,14691 58,649411350 7,218267 11,92261 19,8921 36,49872 60,905151400 7,485611 12,36419 20,62884 37,85052 63,16091450 7,752954 12,80577 21,36559 39,20233 65,416651500 8,020297 13,24734 22,10233 40,55413 67,672391550 8,28764 13,68892 22,83908 41,90593 69,928141600 8,554984 14,1305 23,57582 43,25774 72,183891650 8,822327 14,57208 24,31257 44,60954 74,439631700 9,08967 15,01366 25,04931 45,96135 76,695381750 9,357013 15,45523 25,78605 47,31315 78,951131800 9,624357 15,89681 26,5228 48,66496 81,206871850 9,8917 16,33839 27,25954 50,01676 83,462621900 10,15904 16,77997 27,99629 51,36856 85,718361950 10,42639 17,22155 28,73303 52,72037 87,974112000 10,69373 17,66313 29,46978 54,07217 90,229862050 10,96107 18,1047 30,20652 55,42398 92,48562100 11,22842 18,54628 30,94327 56,77578 94,741352150 11,49576 18,98786 31,68001 58,12759 96,99712200 11,7631 19,42944 32,41675 59,47939 99,252842250 12,03045 19,87102 33,1535 60,8312 101,50862300 12,29779 20,31259 33,89024 62,183 103,7643

Tab 3.3 Valorile vitezei autocamionului in diferite trepte ale SV

4

V [Km/h]110

Diagrama fierăstrău

100

90

80

70 treapta I

treapta II60treapta III

50 treapta IV

40 treapta V

30

20

100

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 n [rot/min]

Fig 3.3 Diagrama fierăstrău reală

4

Capitolul 4 Calculul și proiectarea mecanismului reductor

4.1 Calculul si proiectarea roților dințatePentru roțile dințate se utilizează de obicei oțeluri înalt aliate datorită solicitărilor ridicate

la care sunt supese și pentru a reduce cât mai mult masa și dimensiunile acestora. Conform tabelului 4.1 s-a ales ca material pentru roțile dințate 18MoCrNi13.

Tabelul 4.1 Principalele materiale utilizate pentru roți dințate

Duritatea miezului: D=260HB Duritatea flancului: DF=59HRC Rezistenta la pitting: =1504 MPa

Rezistenţa la piciorul dintelui: =450 MPa

Rezistenta la rupere: =950 MPa

Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajuluiCalculul de proiectare al angrenajelor cilindrice cu dinți înclinați au la bază metodologia

de calcul cuprinsă în STAS 12268-84 și 12223-84 particularizată condițiilor de funcționare a angrenajelor din transmisiile mecanice uzuale.

4

În urma calculelor de dimensionare a angrenajelor prezentate în capitolul precendent au fost determinate:

- distanța dintre axe: a12 200 mm ;

- modulul normal al danturii: mn 4,5 ;-unghiul de înclinare al danturii:

danturi durificate superficial 25 , acesta fiind recomandat pentru roți dințate cu

-numărul de dinți ai roților dințate:z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9

21 61 27 47 39 37 51 29 61Distamta dintre axe :

= (4.1)

in care : mn – modulul normalZ – numarul de dinti al rotii conducatoareZ’– numarul de dinti al rotii conduse

– unghiul de inclinare a danturiiSe defineste unghiul profilului danturii in plan frontal :

=arctg( ) (4.2)

in care = - unghiul profilului de referinta.Unghiul de rostogolire frontal :

=accos( ) (4.3)

Suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal:

=x+x’ = (4.4)

Numarul de dinti ai rotilor echivalente:

= ; = (4.5)

Repartizarea deplasarilor pe cele doua roti dintate care formeaza un angrenaj se face cu ajutorul diagramei din figura 4.1.

Figura 4.1 – Determinarea coeficientilor de deplasare ai danturilor

angrenaj 1 2 3 4 5

β [o] 25 25 25 25 25

mn [mm] 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

Z 21 27 39 51 61

Z' 61 47 37 29 21

A0 [mm] 203,573 183,712 188,678 198,608 203,573

α0 [o] 20 20 20 20 20

αf [o] 21,88 21,88 21,88 21,88 21,88

αwf [o] 19,171 31,527 28,904 22,853 19,171

xs -0,755 -0,675 -0,693 -0,73 -0,748

xs/2 -0,374 -0,338 -0,347 -0,365 -374

Ze 28,209 36,269 52,389 68,508 81,941

Ze' 81,941 63,135 49,702 38,956 28,209

(Ze+Ze')/2 55,075 49,702 51,045 53,732 55,075

x -0,6 -0,9 -0,369 -0,603 -0,8

x' -0,148 0,225 -0,324 -0,127 0,052

4

Rezultetele calcurilor efectuate cu ajutorul formulelor mentionate anterior se vor centraliza in urmatorul tabel.

v e

4

Pentru a putea exemplifica calculul arborilor ai schimbatorului de viteze trebuie calculate marimile geometrice ale rotilor dintate pentru fiecare angrenaj.

Aceste rezultate vor fi obtinute cu ajutorul formulelor ce se vor exemplifica: Elementele geometrice ale cremalierei de referinta:

= (4.6)= (4.7)= (4.8)= (4.9)= (4.10)

= (4.11)

= (4.12) Se defineste diametrul de divizare ,diametrul de baza si diametrul de rostogolire :

= *Z (4.13)

* (4.14)

* (4.15)

Diametrul interior si cel exterior al rotii:-2* (1.25-x) (4.16)+2* ( 1+ x) (4.17)

Grosimea dintelui pe cercul de divizare in plan frontal: m fsdf

2 m f x tg f

2 (4.18)

Grosimea dintelui pe cercul exterior in plan frontal:sef

Def

inv inv

(4.19)

unde: 2 x

t g 2 0

D

inv vf inv f ; ef

arccosd cos f (4.20)

Z D e Pentru evitarea stirbirii dintelui la cap, ca urmare a ascutirii accentuate, se recomanda:

4

s ef 0,4m n

(4.21)

angrenaj 1 2 3 4 5

a0 [mm] 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

b0 [mm] 5,625 5,625 5,625 5,625 5,625

c0 [mm] 1,125 1,125 1,125 1,125 1,125

pn [mm] 14,137 14,137 14,137 14,137 14,137

h0 [mm] 6,75 6,75 6,75 6,75 6,75

mf [mm] 4,965 4,965 4,965 4,965 4,965

pf [mm] 15,598 15,598 15,598 15,598 15,598

Dd [mm] 104,269 134,06 193,643 253,225 302,877

Dd' [mm] 302,877 233,364 183,712 143,991 104,269

Db [mm] 98,487 114,272 169,521 233,349 286,081

Db' [mm] 286,081 198,918 160,828 132,688 98,487

Dr [mm] 102,439 145,946 205,263 255 297,561

Dr' [mm] 297,561 254,054 194,737 145 102,439

Di [mm] 87,619 114,71 179,072 236,55 284,423

Di' [mm] 290,294 224,138 169,543 131,597 93,49

De [mm] 107,456 173,612 228,207 266,153 304,26

f

a

4

Gradul de acoperire: 12 a s (4.22)

D 2 D 2 D ' 2 D ' 2

e b e b12 2

p

cos f 2

pf

cos f

(4.23)

A s i n wf

pf cosf

(4.24)

B ' s i n s m

(4.25)

n

unde: B' D Dd

B’ – latimea rotii conduse a angrenajuluiD 0,3 – factorul de latime a danturii

(4.26)

In urmatorul tabel se vor centraliza toate elementele geometrice ale angrenajului cu ajutorul formulelor precedente.

4

De [mm] (rotunjit) 108,5 174,6 228,2 266,2 304,3

De' [mm] 310,131 283,04 218,678 161,2 113,327

De' [mm] (rotunjit) 310,1 283 219,7 161,2 113,3

B' [mm] 31,281 40,218 58,093 75,968 90,863

B' [mm] (rotunjit) 32 41 59 76 91

B [mm] (rotunjit) 32 41 59 76 91

Forţele din angrenajePentru calcularea fortelor din angrenaje se poate considera ca la angrenarea rotilor dintate

aceste forte actioneaza pe cercurile de divizarea ale rotilor.Pentru cele cinci angrenaje ,se calculeaza forta tangentiala ,radiala si axiala tinandu-se

cont de momentul de intrare de 442 Nm si de urmatoarele relatii.

Forta tangentiala : = (4.27)

Forta radial : = (4.28)

Forta axiala : *tg (4.29)

angrenaj Moment de intrare [Nm] Ft Fr Fa

1 2958 36,833 14,792 17,1762 5602 83,572 33,562 38,973 5602 57,857 23,235 26,9794 5602 44,244 17,768 20,6315 5602 36,991 14,855 17,249

4

Verificarea danturii

Verificarea la oboseală prin încovoierea dinteluiToate calculele de verificare se vor face pentru treptele I si II, pentru că în aceste trepte

momentul motor este cel mai mult amplificat, astfel solicitările sunt cele mai ridicate.Pentru calculul de oboseală prin încovoierea dintelui se folosește formula:

Ft k d

b p y k 1(4.30)

În cazul automobilelor, eforturile adimisibile la încovoiere se află in intervalul3000...5500 daN/cm2.

In formula (4.30) avem:kβ -este un coeficient care tine seama de influenta gradului de acoperire si a dispunerii inclinate a sectiunii periculoase a dintelui;kd -este un coeficient care tine seama de incarcarea dinamica a danturii;p -este pasul dintelui pe cercul de divizare;y- este un coeficint care tine seama de numărul de dinți;b- desemnează lățimea pinionului;Ft- este forta tangentiala din angrenaj.

p b

[mm]

y 0,172 1,15

4,5

(4.31)

(4.32)cos2 z1

Se aleg valorile:kd1=1,2 kd2 =1,5 kβ1 =1,88 kβ2 = 1,44

Se mai calculează:p1 = 17/1,7 = 10 m= 1cm

cos2 z12

p2 = 21/1,7 = 12,35mm =1.235 cm y1 = 0,11;y2 = 0,117

Avand in vedre ca se cunosc toți parametri din relatia (4.22) se poate calcula coeficientulσ pentru ambele angrenaje.

1

1375 , 21 4 1 , 2 1,7 1 0,11 1,588

4694,4daN / cm 2

4

2

1 1 4 6 , 0 1 2 1 , 5 2,4 1,235 0,117 1,44

3442,3daN / cm 2

Se observă că cele două eforturi admisibile la încovoiere se încadrează în intervalulimpus, deci dantura va rezista la încovoiere.

Verificarea la presiune de contactPresiunea superficială sau efortul unitar de contact are o mare influență aspura duratei de

funcționare a roților dințate. Dacă presiunea este prea mare se produce deteriorarea suprafeței de lucru a dintelui. Efortul unitar maxim de contact se poate determina cu formula lui Hertz:

1

Ft E 1 1 2pmax 0,418b

(4.33)

unde:

cos 1 2

Ft – forța tangentiala din angrenaj;b – latimea pinionului;E = 2,1*106 daN/cm2 – modulul de elasticitate;α = 20o – unghiul de presiune;ρ – raza de curbură.

rd

s i n

(cos )2

Efectuandu-se calculele se gasesc:

(4.34)

pentru angrenajul treptei I : ρ1 = 6,22 mm;ρ2 = 24,89 mm.

pentru angrenajul treptei II : ρ1 = 7,46 mm; ρ2 = 21,99 mm.

Se aplica formula (4.25) pentru ambele angrenaje si se obțin:p1max = 13330 daN/cm2

p2 max = 11201,13 daN/cm2

Având in vedere valorile maxime admisibile, se adopta tratamentul de cementare pentru rotile dintate, iar angrenajele vor rezista la solicitarea de presiune de contact.

Verificarea la durabilitate a angrenajelorÎn afara unei rezistente insuficiente la sarcini nominale sau de varf, scoaterea din

functiune a angrenajelor in exploatare apare frecvent datorita depasirii limitei de rezistenta a materialului, provocată de sarcini periodic variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizată de capacitatea de funcționare îndelungată pana la atingerea valorii permise a uzurilor si până la apariția oboselii materialului.

a

5

Pentru efectuarea calculului de durabilitate se considera ca motorul dezvolta un moment mediu echivalent Mech , la o turatie medie echivalenta, ωech.

Momentul echivanet mediu se calculeaza cu relatia:

M M med (4.35)ech isv _ ech t

Unde: - Mmed – momentul mediul la rotile motoare;- isv_med – raportul de transmitere mediul al cutiei de viteze;- ηt = 0,92 – randamentul mecanic al transmisiei. Ft

M Ga rr med

Ga med i0

Mmed = 150,7 Nm;n

k isvk

isv _ med k 1

n

kk 1

(4.37)

Isv_med = 2,06;vmed ech i0 isv _

medrr

(4.38)

Vmed = 0,45Vmax = 40,5 km/hωech = 1494.5 rpm

Deci: M ech 1 5 0,7

78,49 Nm2,06 0,92

4.2 Proiectarea arborilor S.V.

Predimensionarea arborilor și alegerea capetelor de arbori

Se alege ca arborele primar să se confecționeze dintr-o singură bucată, cu pinionul,ambele având același material.

Deoarece în această fază nu se cunosc momentele de încovoiere, predimensionarea se vaface doar la torsiune:

d ca 3 16 M t , unde

at

150...300 MPa

16 2958000

(4.39)

Pentru arborele primar: d ca p 3 36,89 38 mm 300

16 5602000

5

Pentru arborele intermediar: d ca i 3 45,64 48 mm 300

ø38 k6

d ca i ø48 k6

5

Pentru arborele secundar: d 3 16 2958000

75,49 80 mmca s 300Se aleg conform STAS 8724/2-1971 diametrele capetelor de arbore ca fiind:d ca p

0,0180,002

0,0180,002

d ca s ø80 m6 0,002

Verificarea canelurilor arborelui primar

Arborele ambreiajului (care este şi arborele primar la schimbătorului de viteze) are o porţiune canelată pe care se deplasează butucul discului condus. Arborele este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului Mc.

Diametrul interior se determina cu relatia:

di 3 M m ax

0,2 at

at 300MPaDiametrul interior al arborelui canelat se adoptă din STAS după care se adoptă şi celelalte

elemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire şi la forfecare.1,5 2958103

d i 3 0,2

300

41,97mm

Din STAS 8724/2-74 se alege diametrul interior di = 42 [mm].Arborele va fi prevazut cu caneluri. Forţa F care solicită canelurile se consideră că este

aplicată la distanţa rm faţă de axul arborelui şi se determină cu relaţia:

F M m ax

2 M m ax

r m de di

- rm – raza medie a arborelui canelat- de – diametrul exterior al arborelui canelat- di – diametrul interior al arborelui canelat

d i 42mmSe alege din STAS 1768 – 68 – serie grea - arborele canelat 10x42x52.

Deci:2 1,5 295,8F 42 52103 9440 daN

5

Inaltimea danturii este:

h D

dd 2

52 4 2

5mm2

Canelurile se verifica la strivire si la forfecare.

Verificarea la strivire este data de relatia:

p F

2 M m ax 25...40s

z l h

94400

z l h d e

d i psa MPa

ps 10 52 5

36,3MPa psa

Efortul unitar la forfecare se determina cu relatia:

F f z l b af

94400

20...30MPa

f 10 52 4

24,52MPa af

- l = de – lungimea butucului condus- h – inaltimea canelurii supusa la strivire- b = 4 – latimea canelurii

Verificarea arborilor

Fig 4.2 Schema de încărcare a arborilor

W

5

Fig. 4.3 Diagrama de eforturi

Verificarea la solicitare compusaVerificarea la solicitare compusă constă în determinarea tensiunii echivalente maxime, în

secțiuniile periculoase ale arborilor.M i

echivi aîIII

Unde: echiv -tensiunea echivalentă

M i -momentul de încovoiere echivalent din secțiune

Wi - modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii arborelui cu moment de încovoiere

echivalent M i aîIII -rezistența admisibilă la încovoiere pentru calculul alternat-simetric

2 2M i

M irez M t

2 2M irez

M iV M iH

Pentru arborele primar verificarea se va face în zona de trecere de la arbore la roata dințata:2 2 2 2M irez

M iV M iH

72278 101200 124360Nmm

2 2 2 2M i

M irez M t

124360 127485 178095Nmm

3

5

W d

6283,18mm3z 32

W

3

W

3

W

V

5

M i

17809 5 28,34 echivi 6283,18 aîIII

Pentru arborele intermediar verificarea se va face in zona de trecere de la partea filetata la diametrul de asezare al rotii dintate al angrenajului permanent:

2 2 2 2M irez

M iV M iH

81269 129360 152770Nmm

2 2 2 2M i

M irez M t

152770 551171 571951Nmm

W d

26961mm3z 32

M i

57195 1 21,24 echivi 26961 aîIII

Pentru arborele secundar verificarea se va face in zona de trecere de la caneluri la diametrul arborelui pe care se monteaza roata pentru mers inapoi:

2 2 2 2M irez

M iV M iH

47563 93451 104858Nmm

2 2 2 2M i

M irez M t

104858 475132 486565Nmm

W d

26961mm3z 32

M i

4 8 6 5 6 5 18,04 echivi 26961 aîIII

Calculul coeficientului de siguranță globalDeterminarea coeficientului de siguranță global la solicitări variabile se face pentru

secțiunile arborelui, ce prezintă concentratori de tensiune.Coeficientul de siguranță global este:

c c c c 2 c 2

ca

unde: c ; c - coeficientul de siguranță la solicitarea de încovoiere, respectiv torsiune

ca - coeficientul de siguranță admisibil (1,3...1,5)

Se va calcula coeficientul de siguranta la invovoiere. 1 c

K

Considerandu-se valorile coeficientilor pentru materialul ales, rezulta:

c 3 5 0

10,06

5

1,7 9,97

0,65 0,75

5

c

Se calculeaza coeficientul de siguranta la torsiune:1

K

V m

1 c

Rezulta:

c 1 1,7

0,65 0,751,71

200

1,71300

27,28

Se calculeaza coeficientul global de siguranta:

c c c

c 2 c 2

Va rezulta:

c 1 0,06 2 7, 28

9,41 2,510,262 27,282

Pentru lăgăruirea schimbătoarelor de viteze se folosesc rulmenți radiali-axiali cu role conice. Pentru arborele primar se vor alege 2 rulmenti conici seria 32208 acestia fiind montați in O.

Pentru arborele intermediar rulmenții aleși sunt 30210, cu role conice, ce vor fi montați în X.

Pentru arborele secundar rulmenții aleși sunt:-cu role ace pentru sprijinirea în arborele primar: K50x58x20

-cu role conice, pentru preluarea fortelor axiale: 32316

5

Partea II: Proiectarea puntii fata

Capitolul 1 Studiul soluților constructive posibile pentru puntea față

Majoritatea puntilor din fata pentru autocamioane sunt punti rigide cu suspensie dependenta. Toate puntile din fata ale autocamioanelor sunt si punti de directie, deci au in compunere doua fuzete articulate prin pivotii lor de grinda centrala, pentru a permite bracarea rotilor. In cazul puntilor din fata motoare sunt prezente mecanismele specifice transmiterii fluxului de putere, arborii planetari sunt articulati (o articulatie homocinetica in zona pivotului cu centrul pe axa pivotului), iar fuzetele au axul tubular pentru a permite montarea arborilor planetari.O particularitate a articulatiei fuzeta-pivot-grinda la autocamioane este asigurarea unorvalori mari pentru unghiul de bracare al rotii (o valoare de 400 este uzuala).Puntile din fata aleautocamioanelor sunt diferentiate prin constructia componentelor principale (fuzete, pivoti, grinda) si prin sistemul de montare si de ghidare al puntii pe cadru.

O solutie clasica este urmatoarea:-pivot cilindric blocat in pumnul grinzii cu un surub pana de forma conica, care se aseaza intr-

o frezare din corpul pivotului;-lagarele dintre pivot si bratele fuzetei, lagare de alunecare (bucse din bronz), etansate spre

grinda cu simeringuri, inchise spre exterior cu capace, unul din acestea (de obicei cel inferior)prevazut cu niplu de ungere, cu canal de ungere in lungul pivotului;

-incarcarea verticala se transmite de la bratul inferior al fuzetei la grinda printr-un lagar axial (de obicei rulment axial), iar reglarea jocului axial se face cu saibe de reglaj dispuse intre grinda si bratul superior al fuzetei;

-levierele sistemului de directie se monteaza pe fuzeta astfel: levierul de comanda al fuzetei din stanga pe bratul superior al fuzetei, iar levierul trapezului de directie pe bratul inferior;

-butucul rotii se sprijina pe axul fuzetei prin doi rulmenti cu role conice, unul mai mare in interior si altul mai mic in exterior, strangerea lagarului se face cu piulita crenelata din capatul axului fuzetei asigurata cu splint;

-un surub asigurat cu contrapiulita este filetat in corpul fuzetei pe interior si serveste la reglarea bracarii rotii, pumnul grinzii fiind prevazut cu un bosaj de sprijin.

În continuare sunt prezentate diferite soluții constructive pentru puntea față rigidă laautocamioane.

6

Fig.1.1 Puntea față rigidă ce echipează autocamioanele Volvo

Fig.1.2 Soluția pentru puntea față rigidă adoptată la autocamioanele Scania

Fig.1.3 Puntea față rigidă ce echipează autocamioanele BMC Professional

6

Fig.1.4 Diferite soluții constructive pentru puntea față rigidă de direcșie ce echipează autocamioanele DAF

Fig.1.5 Puntea față rigidă de direcție ce echipează autocamioanele Iveco Trakker

6

Fig.1.6 Soluția pentru puntea față rigidă de direcție adoptată la autocamioanele Renault

Fig.1.7 Soluția pentru puntea față rigidă de direcție adoptată la autocamioanele Mitsubishi Fuso

6

O soluție pentru montarea și ghidarea punții din față prin lacuri lamelare la VOLVO este prezentată în figura 1.8.

Fig.1.8.Montarea si ghidarea puntii din fata prin arcurile lamelare ale suspensiei (VOLVO)

Daca se foloseste suspensia pneumatica, se adopta solutia de montare si de ghidare a puntii din fata cu mecanism patrulater cu bare, dispus longitudinal si cu bara transversala Panhard pentru preluarea fortelor transversale. O astfel de constructie este prezentata in figura 1.9. Suspensia puntii are cate un amortizor pe fiecare roata si bara stabilizatoare montata cu partea sa centrala pe grinda puntii si articulata la capete prin bielete verticale cu lonjeroanele cadrului.

6

Fig.1.9.Montarea si ghidarea puntii din fata cu mecanisme patrulater dispuse longitudinal si cu bara Panhard(VOLVO); X-cota de reglare a pernei de aer.

57

In figura 1.10 se prezinta constructia ansamblului fuzeta-pivot-grinda si lagarul rotii folosit de RENAULT, la care capacele de inchidere ale lagarelor pivotului sunt simple discuri introduse in alezajele din bratele fuzetei si asigurate cu inele elastice interioare, iar levierele directiei se monteaza pe bratele fuzetei in gauri conice, sunt asigurate cu pene disc si sunt stranse cu piulite cu autoasigurare.

Fig.1.10.Ansamblul pivot si lagar roata (RENAULT): A-saiba de reglaj a jocului axial; B-surub de reglare a bracajului; C-traductor ABS.

O constructie asemanatoare foloseste si MERCEDES pe autocamioanele Serie 1948. Fata de solutia precedenta aceasta are urmatoarele deosebiri: este prevazut un niplu de gresare si pentru lagarul pivotului superior, montat la capatul unei conducte scurte pentru a usura accesul; levierele de directie sunt montate prin flanse cu doua suruburi pe bratele fuzetei; configuratia grinzii este diferita in zonele de capat (acestea sunt drepte si nu arcuite). Aceasta constructie este prezentata in figura1.11.

Fig.1.11 Constructia puntii din fata MERCEDES

5

Fixarea pivotului conic in pumnul grinzi se poate face si prin tragere in sus cu o piulita filetata pe capatul superior al pivotului. O astfel de solutie, folosita de DAF, este prezentata in figura 1.12. Piulita exercita forta de tragere asupra pivotului prin intermediul unei antretoaze montata pe fusul superior al pivotului, care serveste drept inel interior si pentru rulmentii cu ace ai lagarului superior. Lagarul inferior este tot cu rulmenti cu ace. Fortele verticale se transmit de la bratul inferior al fuzetei la grinda printr-un lagar axial. Jocul axial dintre fuzeta si grinda se regleaza cu saibe montate intre bratul superior al fuzetei si grinda. Capacul inferior de forma unei placi se fixeaza pe bratul fuzetei prin suruburi si contine un niplu de ungere. Capacul superior are forma de calota, se fixeaza prin suruburi pe bratul fuzetei si contine un niplu de ungere.

Fig.1.12.Lagarele si fixarea pivotului la DAF: 1-saibe de reglaj; 2-capac superior; 3-piulita; 4-pivot cu fixare pe con in grinda; 5-lagar axial; 6-capac inferior; A-joc axial al pivotului de 0,05…0,30 mm.

Fixarea pivotului conic in pumnul grinzii prin tragere cu o piulita filetata pe capatul superior al pivotului permite realizarea unei lagaruiri deosebite a articulatiei dintre fuzeta si grinda, solutie folosita de VOLVO si prezentata in figura 1.13. Lagarul superior al pivotului este realizat cu un rulment axial-radial cu role conice, care preia si fortele verticale. Acestea se transmit pe urmatorul traseu: fusul fuzetei, bratul superior, rulmentul conic, piulita de strangere, corpul pivotului si prin imbinarea conica a pivotului cu pumnul grinzii la grinda. Piulita exercita forta de strangere prin intermediul unei antretoaze care constitue si ghidaj pentru inelul interior al rulmentului conic. Saibele pentru reglajul jocului axial sunt montate intre umarul antretoazei si inelul interior al rulmentului. Lagarul inferior al pivotului este un lagar simplu de alunecare cu bucsa din bronz. Sunt prevazute nipluri de ungere pe ambele capace, iar lagarele sunt bine etansate.

5

Fig.1.13.Lagarele si fixarea pivotului la VOLVO: 1-antretoaza cu guler; 2-capac superior in forma de calota; 3-saibe de reglaj; 4-surub pentru reglarea bracarii rotii; A-saibele de reglaj; B-antretoaza cu guler.

Capitolul 2 Studiul soluților constructive posibile pentru suspensia punții față

Din studiul soluțiilor constructive pentru suspensia punții față a modelelor similare aleautocamionului s-a decis ca acesta sa fie echipat cu arcuri lamelare.

Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:- indeplinesc singure functiile de element elastic al suspensiei, element de amortizare si

dispozitiv de ghidare al puntii sau al rotii, complect sau numai partial (este dublat de o bara de reactie);

- are o constructei simpla si ieftina;- se poate repara cu usurinta.

Ca dezavantaje se mentioneaza:- masa proprie mare (este cel mai greu element elastic);

6

- durabilitate redusa (s-a demonstrat experimental ca rezistenta la oboseala a arcului din foi este de 4 ori mai mica decat a barei de torsiune echivalente; la automobilele obisnuite, exploatate in conditii bune, durata de functionare este de 100 – 150 mii de km).

In prezent arcurile in foi se folosesc la autocamioane si la autoutilitare.Tipuri de arcuri in foi folosite in constructia suspensiei automobilului sunt prezentate in

tabelul 2.1.Tabelul 2.1.Tipuri de arcuri in foi

Constructii reprezentative de suspensii pentru autocamioane cu arcuri in foi sunt prezentate in figurile 2.1, 2.2 si 2.3.

6

Fig.2.1.Arc in foi montat in sistem balansier pentru o punte motoare dubla de autocamion: 1-bara de reactie superioara; 2-bara de reactie inferioara; 3-arc in foi; 4-articulatia centrala a balansierului; 5-carterul puntii

motoare;6-suportul fixat pe carter pentru ghidarea laterala a capatului arcului (arcul preia astfel reactiunile laterale)

Fig.2.2.Suspensii cu arcuri cu foi si elemente elastice suplimentare: 1-element elastic suplimentar cu arc din foi; 2- arcul principal cu foi al suspensiei; 3-tampon limitator de cursa superioara; 4-reazem pentru arcul cu foi suplimentar; 5-arcuri elicoidale corectoare; 6-prindere elastica cu perne din cauciuc pentru capetele arcului principal; a-suspensie cu arc suplimentar din foi; b-suspensie cu lamele suplimentare; c-suspensie cu arcuri

elicoidale corectoare (suspensie Gregoire); d-suspensie mixta cu arc lamelar si element pneumatic tip burduf cu doua camere prevazuta cu bare superioare de reactie

6

Suspensia cu arcuri elicoidale corectoare care functioneaza in paralel cu arcul lamelar principal este avantajoasa cand masa suspendata nu variaza in limite largi. Cele doua arcuri elicoidale legate de un pendul de egalizare anuleaza incovoierea suplimantara a arcului lamelar. Caracteristica elastica este progresiva, iar loviturile la capat superior de cursa sunt anulate. Suspensia este prevazuta cu bara stabilizatoare.

Fig.2.3.Suspensie cu arc lamelar nesimetric pentru o autoutilitara: 1-arc lamelar; 2-tampon superior limitator de cursa; 3-amortizor; 4-arc cav din cauciuc pentru marirea rigiditatii la suprasarcini

Durata de functionare a suspensiei cu arcuri lamelare este influentata in mare masura de uzura articulatiilor, aceasta fiind de 2 – 4 ori mai mica decat cea a arcului propriuzis; se constata tendinta ca articulatiile cu bucse din bronz sa fie inlocuite cu bucse din cauciuc sau din materiale plastice care nu necesita ungere.

Constructia articulatiilor si a suportilor fixati pe longeroanele cadrului este prezentata in figura 2.4.

Fig.2.4.Constructia articulatiilor pentru arcurile lamelare: a-articulatie elastica cu perne din cauciuc fara deplasare axiala; b-idem cu deplasare axiala; c-articulatie cu cercel si buce din cauciuc; d-articulatie fixa cu bucse din cauciuc; e-articulatie fixa cu bucsa metalica; 1-limitator elastic axial; 2-perna din cauciuc; 3-bolt; 4-bucsa din

cauciuc.

6

Asamblarea pachetului de foi cu bridele intermediare, forma ochiurilor de la capetele lamelelor si forma capetelor pentru lamelele scurte sunt prezentate in figura 7.5.

a.

b.

c.

Fig.2.5.Solutii constructive pentru arcul lamelar: a-asamblarea foilor prin bridele intermediare; b-ochiurile de prindere; c-capetele foilor

Arcul cu foi parabolic are grosimea foilor variabila (scade de la mijloc spre capete), numarul foilor este mult mai mic, iar lungimea lor este egala. Foile nu sunt in contact direct (intre ele atat la capete cat si la mijloc se monteaza garnituri speciale din materiale plastice), iar frecarea dintre lamele este eliminata. Efectul acestor solutii constructive este evidentiat in figura2.6. Cele trei arcuri au aceleasi caracteristici de baza: lungimea 1650 mm, rigiditatea 200 N/mm, sarcina pe arc 33 kN.

6

Fig.2.6.Comparatie intre solutii constructive de arcuri cu foi.

Variatia rigiditatii arcului in foi (caracteristica elastica progresiva) se poate obtine prin variatia lungimii de lucru a arcului, adica prin inlocuirea articulatiilor de capat cu reazeme alunecatoare profilate, preluarea fortelor longitudinale de reactie fiind realizata de foaia suplimentara 1, asa cum se arata in figura 2.7.

Fig.2.7.Arcul in foi cu rigiditate variabila: a-automobil fara sarcina utila; b-automobil cu sarcina utila; 1-foaie pentru preluarea fortelor longitudinale; 2-reazem fix profilat

6

Parametrii dimensionali principali pentru arcurile in foi sunt prezentati in figura 7.8 pentru arcul cu foi clasic, arcul cu foi principal cuplat cu un arc cu foi suplimentar, arc cu foi mixt (ultimile doua foi au grosime variabila).

Fig.2.8.Parametrii dimensionali principali ai arcurilor in foi

Capitolul 3 Calculul si proiectarea punții față a autocamionului

3.1 Studiul cinematicii puntii

Calculul punții rigide comportă: calculul grinzii, calculul fuzetei și calculul pivotului fuzetei. Dimensionarea elementelor punții rigide se face pe baza încercărilor din regimul cel mai defavorabil. Regimurile de calcul ale punții de direcție sunt:

- Regimul frânării automobilului- Regimul derapării automobilului- Regimul trecerii peste obstacoleGrinda punții nemotoare rigida din fata poate fi executata prin:- forjare din otel;- din trei bucati asamblate prin sudura, partea centrala teava din otel trasa pe dorn, iar

partile laterale forjate;- din tabla din otel debitata corespunzator si asamblata prin sudura, sectiunea

transversala fiind dreptunghiulara.

v h

v h

6

Cea mai folosita solutie este prima metoda, iar sectiunea transversala este un profil I cu muchiile rotunjite. Aceasta sectiune este prezentata in figura 3.1, dimensiunea de baza fiind grosimea inimii profilului a.

Fig.3.1.Sectiunea transversala in I a grinzii forjate.

Modulele de rezistenta ale acestei sectiuni, luand ca dimensiune de baza grosimea inimii profilului sunt:W 20 a3

siW 5,5 a3

(3.1)

Se va opta pentru o grosime de a 30 mm astfel :W 20 303 540000mm3

siW 5,5 303 148500mm3

Schema fortelor care actioneaza asupra grinzii puntii din fata, inclusiv diagramele de eforturi, pentru regimurile franarii si deraparii este prezentata in figura 3.2.

6

Fig.3.2.Modelul de calcul al puntii din fata rigide, inclusiv diagramele de eforturi: 1-regimul franarii; 2-regimul deraparii.

W

W

6

3.2 Determinarea solicitarilor puntii in regimul franarii, deraparii si trecerii peste obstacole

a. Regimul frînări autocamionului.În figura 3.2 se prezintă forțele ce acționează asupra punții din față în regimul frânării

autocamionului și anume:m1 f G1 - încărcarea dinamică ce revine punții din față în timpul frânării;

Z1 și Z 2 - reacțiunile normale ale căii asupra roților;F f 1 și F f 2 - reacțiunile tangențiale ale căii asupra roților datorită momentului de frecare M f

Reacțiunile Z1 și Z 2 solicită puntea la încovoiere în plan vertical. Secțiunea periculoasăeste a a , în care momentul încovoietor are valoarea:

M iV Z1s

l Z1d

l m1 f

G1

l2

(3.2)

M iV 1,4

7804,252

400 2185190daN mm

În care: m1 f - coeficient de încărcare dinamică la frânare și are valoarea 1,4 - 1,6 pentru

autocamioane și autobuze.

Solicitarea de încovoiere ăn plan vertical este dată de relația:M iV

iViV

(3.3)

În care: WiV este modulul de rezistență la încovoiere în plan vertical al grinzii cu secțiunea înzona arcurilor.

2185190 iV 540000

40,46 MPa

Considerând valoarea maximă a forței de frânare limitată de aderență se poate scriemomentul încovoietor din planul orizontal:

G1M iH m1 f

l12

(3.4)

M iH 1,4

7804,252

1,1 400 2403709daN mm

Solicitarea corespunzătoare este dată de relația:M iH

iHiH

(3.5)

În care: WiH este modulul de rezistență la încovoiere în plan orizontal al grinzii cu secțiunea în

6

zona arcurilor.

W

2 2

7

iH 2403709148500

161,86 MPa

Ținând seama că solicităriileîncovoiere este dată de relația:

iV și iH sunt perpendiculare, solicitarea rezultantă la

i

iV iH (3.6)

i

40,462 161,862

3120,45 daN / cm 2

Grinda punții din față este supusă la torsiune de către momentul:G1M t F fs

rr

F fd rr

m1 f

rr2

(3.7)

în care: rr este raza de rulare a roțiilor din față7804,25M t 1,4

1,1 505 3034682,61 daN mm

2

Solicitarea corespunzătoare la torsiune este dată de relația:M t

tt

(3.8)

în care: Wt este modulul de rezistență la torsiune

3034 6 8 2,6 1

1554,23 daN / cm 2t 540000

Efortul unitar admis la încovoiere este ai 3500 4000daN / cm2 , iar efortul unitar

admis la torsiune este at 2500 3000daN / cm2

b. Regimul derapării automobilului.

Forțele ce acționează asupra punții din față în acest caz sunt prezentate în figura 3.3. Înacest caz momentul de frânare se consideră nul, în schimb apare forța centrifugă Fc1 și

reacțiunile transversale ale căii Y1s și Y1d

asupra roții din stânga respectiv din dreapta.

7

Fig 3.3 Forțele care acționează asupra punții din față în regimul derapării autovehiculului

B

7

Grinda punții va fi solicitată numai la încovoiere de către momentele încovoietoare,datorate reacțiunilor normale Z1s și Z1d și reacțiunilor transversale Y1s și Y1d , ambele ăn planul

vertical. La mersul în viraj reacțiunile normale Z1s și Z1d nu mai sunt egale ca la mersul în linie

dreaptă datorită apariției forței centrifuge Fc1 . Din ecuația de momente în raport cu punctele decontact ale roții cu calea de rulare rezultă următoarele valori pentru reacțiunile normale:

hZ m

G1

F g (3.9)

1s 1 2 c1 Bh

Z m

G1

F g (3.10)

1d 1 2 c1 BConsiderând valoarea maximă a forței centrifuge Fc1 limitată de aderență (regimul

derapării automobilului), și m1 1 (deoarece Ff

Fc1 G1

Deci relațiile 8.11 și 8.12 devin:

0 ):

(3.11)

G1 h g Z1s 1 2

2 B

(3.12)

G1 h g Z1d 1 2

2 B

(3.13)

Z1s 7804,25 1 2 1,1

1388,82 10489,17 daN2 1810

Z1d

7804,25 1 2 1,1 1388,82 10489,17 daN

2 1810 Se observă că dacă forța centrifugă Fc1 are senul din figură, reacțiunea Z1s va fi mai

mare decât Z1d , deci secțiunea periculoasă va fi a a dinspre roata din stânga. Momentul

încovoietor datorită reacțiunii Z1s este dat de relația:

G h M Z

l 1 1 2 g l (3.14)

iz 1s 2

M iz

7804,25 1 2 1,1 1388,82 400 4195671,73 daN mm

2 1810 Momentul încovoietor datorat reacțiunii Y1s este dat de relația:

7

M iy Y1s rr

G1

2

1 2

h g rrB

(3.15)

M iy

7804,25 1 2 1,1 1388,82 1,1 505 5826739,12 daN mm

2 1810

W

i

7

Datorită faptului că cele două momente încovoietoare sunt în același plan, momentulîncovoietor rezultant va fi:M i M iz M iy

M i 4195671,73 5826739,12 1631067,39 daN mmiar solicitarea corespunzătoare:

(3.16)

M i i

iV

163106 7,3 9 3020,49 daN / cm 2

i 540000În acest caz solicitarea maximă admisibilă este ai

c. Regimul trecerii peste obstacole

3000 3500daN / cm2

În cadrul acestui regim grinda este solicitată la încovoiere în planul vertical de momentul:

M iV cd

G1

l2

(3.17)

În care: cd este coeficientul de încărcare dinamică a punții din față la trecerea peste obstacole( cd 2

). 7804,25M iV 2

400 3121700daN mm2

M i

312 1 70 0 2578,09 daN / cm 2

WiV 540000În cadrul regimului trecerii peste obstacole efortul unitar admis la încovoiere este cuprins

între limitele ai

3000 3500daN / cm2 .

În tabelul 8.1 se prezintă parametrii principali ai punțiilor din față rigide aleautocamionelor, confor cu seria tip C.A.E.R.

Dimensiune[mm] A B C D E F G

Grinda VL 4 1750±0,5 100 844 49,955 la 49,971 89-0,2 100 50±20’

7

Tab 3.1 Parametrii constructivi ai punțiilor din față rigide

Se va opta ca dimensiuniile punții să fie cele ale puntii ce echipeaza autocamioaneleMercedes.

In figura 3.4 se prezinta parametrii dimensionali principali ai grinzii puntii din fata VL 4, care echipeaza unele autocamioane Mercedes.

Tabelul 3.2.Parametrii dimensionali ai grinzii puntii VL 4

Fig 3.4.Grinda puntii VL 4 (Mercedes).

2 2

7

3.3 Determinarea fortelor din articulatiiCalculul fuzeteiFuzeta se calculează de asemenea considerând automobilul în cele trei regimuri

caracteristice. În figura 3.4 se prezintă forțele care acționează asupra fuzetei, iar secțiuneapericuloasă se consideră b b (zona de racordare a axului cu corpul fuzetei). Distanțelerecomandate între cei doi rulmenți ai roții din față sunt date în tabelul 3.2.

Fig 3.5.Modelul de calcul pentru fuzeta si pivot

Tab 3.3Distanțele recomandate pentru cei doi rulmenți ai roții din față, în funcție de sarcina verticală ce revine roții

Se va opta pentru o distantă între rulmenti de 75mm.a. Regimul frânării.În cazul frânării automobilului asupra roții și deci asupra fuzetei acționează forțele

F fs determinate la calculul grinzii punții.Z1s și

În acest caz momentul încovoietor rezultant în secțiunea b b este dat de relația:

M i l1

Z1s F fs (3.20)

M i 20

7

10489,172 13489,232

341749,62 daN mm

7

Iar efortul unitar la încovoiere:

M i

i 0,1 d 3

34174 9,6 2

1751,56 daN / cm 2

i 0,1 583

(3.21)

unde d este diametrul axului fuzetei în secțiunea periculoasă.b. Regimul derapăriiLa derapare cele două fuzete sunt solicitate diferit. Momentele de încovoiere rezultante în

planul vertical, datorită forțelor Z1s , Z1d , Y1s și Y1d , vor fi:

M is l1 Z1s Y1s

rr

M id l1 Z1d Y1d

rr

(3.22)

(3.23)

Unde Z1s , Z1d se calculează cu relațiile 8.14 , 8.15 iar Y1s Z1s , iar Y1d

Z1d .

M is 40010489,17 10489,17 1,1 505 1631065,94 daN mm

M id 40010489,17 10489,17 1,1 505 1631065,94 daN mmSolităriile la încovoiere pentru cele două fuzete vor fi date de relațiile:

is M is

0,1 d 3

și id M id

0,1 d 3

(3.24)

is

id

1 6 3 1 0 6 5,9 4

835,96 daN / cm 2

0,1 583

1631 0 6 5,9 4

835,96 daN / cm 2

0,1 583

c. Regimul trecerii peste obstacoleMomentul încovoietor în planul vertical este dat de relația:

G1M i cd

l12

(3.25)

Iar efortul unitar:

c d G

li 0,2 d 3 1

1

(3.26)

Pentru materialele din care se confecționează fuzetele, efortul unitar admisibil la încovoiere estede ai 4500daN / cm2 .

7

In figura 3.6 sunt prezentati parametrii dimensionali principali pentru fuzeta aceleiasi punti.Tabelul 3.4.Parametrii dimensionali ai fuzetei puntii VL 4

Dimensiune[mm] A B C D E F Fauxrond

Fuzeta VL 4 57,961la57,991

50 ±20’ 113 69,881 la70,00

49,975 la49,991

202 max.0,04

8

Fig 8.6.Fuzeta puntii VL 4 (Mercedes).

Calculul pivotului fuzeteiÎn figura 3.5 se prezintă forțele ce acționează asupra furcii și a pivotului fuzetei, fără a se

tine seama de unghiurile roților de direcție și a pivoților. Furca și pivotul fuzetei se dimensionează pe baza presiunii specifice care ia naștere între ele.

Fig 3.5 Schema de calcul a pivotului fuzetei

a. Regimul frânăriiReacțiunea normală a căii provoacă în reazemele pivotului forțele

echilibru a pivotului rezultă:F1 . Din condiția de

l 1

l 5

l 5

l 5

l 5

5

l5 5

6

l5 5

8

F Z

l 4

m

G1 l 4 (3.27)

1 1s5

1 f 2 l

F 1,4 780 4, 2 5

25 0 5828,72 daN1 2 200Forța de frânare

relațiile:F fs dă naștere între brațele furcii și pivot la două forțe F2 și F3 , date de

F F

l 7

m

G1 l 7 (3.28)

2 fs5

1 f 2 l

F F

l 6

m

G1 l 6 (3.29)

3 fs5

1 f 2 lMomentul de torsiune produs de forța de frânare F fs dă națtere între brațele furcii și pivot

la forțele F4 , date de relația:

F F

rr

m

G1 rr (3.30)

4 fs5

1 f 2 l

Forța de frânare F fs , acționând asupra fuzetei la distanța l4 de pivot, tinde s-o rotească în

jurul acestuia cu momentul F fs l4 . Fuzeta este reținută de forța R care apare în bara transversală

de direcție și care are valoarea:

R F fs

l 4

m10

G1

l 4

2 l10

(3.31)

Această forță dă naștere între pivot și fuzetă la forțele F5 și F6 , date de relațiile:

F R l 7

m

G1 l 7 (3.32)

1 f 2 l

F R l 6

m

G1 l 6 (3.33)

1 f 2 lCa rezultat al acestor forțe, între brațele furcii și pivot va acționa la partea superioară

rezultanta Rs , iar la partea inferioară Ri , date de relațiile:

R F

F 2 F F 2 (3.34)s

32

s

i

8

Ri 1

F1

5

F5

2

2 F4

F4 (3.35)Presiunile specifice între brațele furcii și pivot la partea superioară, cât și la partea

inferioară sunt date de relațiile:

p R s

ls d 2

p Ri

ls d 2

(3.36)

(3.37)

l

8

Aceste presiuni nu trebuie să depășească 300 daN / cm 2 . Pivotul se calculează de

asemenea la încovoiere și la forfecare sub acțiunea forțelor rezultante Rs și Ri . Eforturileunitare admisibile pentru pivoții confecționați din oțeluri aliate sunt: ai 4000daN / cm2 și af 500 daN / cm 2 .

b. Regimul derapării.

Reacțiunea transversală Y1s , dă naștere în brațele furcii la forțele F7 și F8 , care sedetermină din condițiile de echilibru ale pivotului cu relațiile:

F7 Y1s

l 7

l(3.38)

F8 Y1s

5

l 6

l(3.39)

F Y

5

Momentul Y1s rr

rr

crează în brațele furcii reacțiuniile F9 , date de relațiile:

(3.40)9 1s

5

În acest regim F f

se consideră nulă și ca urmare F2 , F3 , F4 , F5 și F6 sunt nule.

Forțele rezultante din brațele furcii vor fi date de relațiile:Rs F1 F7 F9

Ri F1 F8 F9

Cunoscând forțele rezultante se pot determina presiunile specifice ps și

(3.41) (3.42)

p i .

F1 cd

c. Regimul trecerii peste obstacole

În cazul acestui regim pivotul este solicitat numai la forțele

G1

l 4

2 l

F1 date de relația:

(3.43)

5

Pivotul are diametrul de baza de 50 mm, iar din considerente de montaj este executat in trepte astfel:

partea superioara: 51,002 la 51,013 mm; partea centrala: 50,302 la 50,313 mm; partea inferioara: 50,002 la 50,013 mm.Pivotul este fixat in pumnul grinzii prin strangere.Lagarele dintre pivot si bratele fuzetei sunt lagare de alunecare.

8

Bibliografie

[1] Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura Tehnica, București, 1999[2] Frațilă, Gh., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogica, București, 1977[3] DASCALESCU , D., Dinamica automobilelor rutiere, Editura Politehnium, Iași, 2005 [4] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007[5] Tabacu, S., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica Autovehiculelor- Îndrumar deproiectare, Editura Universității din Pitești, 2004[6] Mateescu, V., Sisteme de frânare, direcție și suspensie- Notițe de curs, 2012[7] Mateescu, V, Voloacă, Ș., Sisteme de frânare, direcție și suspensie- Punți și suspensii,Editura Politehnica Press, București, 2012[8] Mateescu, V, Popa, L., Performanțele automobilelor, Editura Printech, București, 2009