UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIFACULTATEA DE TRANSPORTURI

CATEDREA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT AUTOVEHICUL II

INDRUMATOR PROIECT: VOLOACA STEFAN

STUDENT: Matei GeorgetaGRUPA: 8403 b

2008 - 2009

CuprinsPARTEA I PROIECTAREA S.V.Cap.1. Etajarea S.V.(diagrama fierastrau)Cap.2. Determinarea caracteristicilor de tractiune2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune2.2. Trasarea caracteristicii dinamice2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor2.4. Trasarea caracteristicilor de demarareCap.3. Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteazaCap.4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate(diagrama fierastrau reala)Cap.5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor5.1. Roti dintate(doua perechi)5.2. Arbori5.3. LagareSe intocmeste desenul de ansamblu la scara a S.V. care va cuprinde sectiunea longitudinala a S.V.PARTEA A II-A PROIECTAREA PUNTII SI A SUSPENSIEI DIN FATACap.1.Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din fata si alegerea justificata a solutiei pentru puntea care se proiecteaza.Cap.2.Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din fata si alegerea justificata a solutiilor pentru suspensia care se proiecteaza.Cap.3.Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala, diferentialul, arborii planetari).Cap.4.Calculul si proiectarea suspensiei4.1. Elemente elastice4.2. Alegerea amortizoarelor4.3. Bara stabilizatoareSe intocmeste desenul de ansamblu la scara al puntii cu suspensia din fata care va cuprinde: vederea din fata, vederea de sus, sectiuni prin articulatii.

Capitolul 1 Etajarea S.V.(diagrama fierastrau)

Autovehiculul de proiectat este un S.U.V. cu urmatoarele caracteristici legate de viteaza maxima 190 km/h. Pentru determinarea numarului minim de trepte a schimbatorului se va folosi etajarea dupa criteriul aceluiasi interval de viteze pentru fiecare treapta, adica se va folosi etajarea in progresie armonica.Caracteristile rapoartelor de transmisie ale cutiei de viteze sunt: i0=4,14 Etajarea se va efectua in preogresie geometrica =>is1=3,6 is2=2,48is3=1,83is4=1,05is5=0,9 Pentru determinarea vitezei in fiecare treapta se aplica formula 1.1 unde n este turatia masurata in rpm, rr este raza de rulare masurata in mm.

(1.1)V1=8.....43 km/hV2=10.....58,6 km/hV3=14.....79,42 km/hV4=38,8......194 km/hV5=45,3.......226 km/h

In functie de aceste valori ale vitezei se traseaza diagrama fierastaru.Se observa ca la schimbarea treptei exista acoperire intre fiecare doua trepte consecutive, de aceea nu este nevoie ca turatia minima sa coboare pana la 900 rpm ci poate sa ajunga la valoarea de 1000 rpm pentru a nu ajunge motorul in zona de functionare instabila si pentru a nu avea intarzieri la demaraj.

Capitolul 2 Determinarea performantelor de tractiune

2.1.Trasarea caracteristicii de tractiune

Pentru trasarea caracteristicii de tractiune se porneste de la formula puterii pentru a afla puterea la fiecare turatie. Apoi se afla momentul si pe urma forta de tractiune.Conform proiectului automobile I.

n min n med npmaxn 1000 2000 2500 3000 3800 4000 5400P 7,26 21,37 29,82 38,59 52,08 54,29 Pmax=70,48

M 6,93693 10,20952 11,3972 12,291Mmax 13,095 12,969 12,47104

2.2.Trasarea caracteristicii dinamice

La aflarea caracteristicii dinamice este nevoie de coeficientul dinamic D.

Unde D= , unde Ft este forta de tractiune, Ra este rezistenta aerului iar Ga

este greutatea maxima admisa a autovehiculului.

2.3.Caracteristica de acceleratie

Caracteristica acceleraţiilor reprezintă funcţia, respectiv reprezentarea grafică a acesteia, care reprezintă dependenţa acceleraţiei autovehiculului faţă de viteza de deplasare pentru toate treptele SV, când motorul funcţionează la sarcină totală.a= f(v)a= g/δ*(D-Ψ) δ – depinde de raportul de transmitere δj=1+ + Rezulta:

2.4.Caracteristicile de demarare

Caracteristicile de accelerare reprezintă dependenţa timpului de accelerare (td) şi spaţiului de accelerare (Sd) de viteza autovehiculului atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Timpul de accelerare reprezintă timpul necesar creşterii vitezei autovehiculului între două valori date, iar spaţiul de accelerare reprezintă spaţiul parcurs de autovehicul în acest timp. Timpul de demarare reprezintă timpul în care autovehiculul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0,9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar spaţiul de demarare reprezintă spaţiul parcurs în timpul respectiv.

Td= f(V) Sd=f(V)

Capitolul 3Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea

justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteaza

Cutiile de viteze actuale s-au diferenţiat atât ca principiu de funcţionare cât şi ca mod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincţie între agregatul de lucru ca transformator de cuplu şi dispozitivul sau sistemul de acţionare prin care se alege regimul optim de funcţionare al cutiei de viteze.

Rezistenţele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcţie de condiţiile de concrete de deplasare şi corespunzător acestora trebuie să se schimbe şi forţa de tracţiune la roţile motoare. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că puterea maximă este dezvoltată la turaţii foarte ridicate. Automobilul necesită puteri mari şi la viteze mici, care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turaţiei minime stabile de funcţionare a acestuia. În consecinţă, automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turaţiei şi momentul roţilor motoare în timpul mersului şi să asigure utilizarea integrală a puterii motorului la toate regimurile de funcţionare. Acestui scop îi serveşte cutia de viteze, care îndeplineşte funcţia unui variator de cuplu şi turaţie în transmisia autovehiculului, asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi şi funcţionarea motorului la regim de mers încet, în gol, atunci când automobilul stă pe loc.

Partile componente ale unui schimbator de viteze sunt:-mecanismul reductor(schimbatorul de viteze propriu-zis);-sistemul de actionare al schimbatorului;-dispozitivul de fixare.

Mecanismul reductor constituie partea principala a schimbatorului de viteze si serveste la modificarea raportului de transmitere, respectiv a momentului motor, in functie de variatia rezistentelor la inaintarea automobilului.

Mecanismul reductor se compune din doi sau trei arbori pe care se afla montate mai multe perechi de roti dintate, cu ajutorul carora se transmite miscarea intre arbori si dintr-un carter.

3.1.Constructia mecanismului reductor

3.1.1.Solutii constructive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la schimbatoarele de viteze se poate obtine:-prin roti dintate cu deplasare axiala;-prin roti dintate cu angrenare permenenta si mufe de cuplare.

Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala prezinta, din cauza vitezelor tangentiale diferite ale rotilor care urmeza sa angreneze, urmatoarele dezavantaje:

-uzura rapida a dintilor rotilor dintate pe partea frontala si degradarea prematura a lor;-zgomot si socuri la cuplare;-dificultati pentru conducator la schimbarea treptelor.

Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare simple poate fi:-cu mufa de cuplare cu dantura periferica;-cu mufa de cuplare cu dantura frontala.Cuplarea treptelor cu roti dintate angrenate permanent si mufe de cuplare simple se utilizeaza, de obicei, la treptele superioare ale schimbatorului de viteze care es folosesc cea mai mare parte din timpul de miscare al automobilului. Nici la aceasta solutie socurile de cuplare nu au fost eliminate ci numai deplasate de la dantura rotilor dintate la dantura mufei. Datorita faptului ca toti dintii mufei vin in contact in acelasi timp, uzura va fi mai mica deoarece sarcina preluata de un dinte este mult mai redusa.

Intrebuintarea schimbatoarelor de viteze cu roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare simple prezinta si avantajul unei conduceri mai usoare a automobilului contribuind in acelasi timp si la marirea duratei de functionare a rotilor dintate prin descarcarea danturii principale. De asemenea nu a fost exclusa dificultatea, intalnita si la solutiile cu roti dintate cu deplasare axiala, de introducere a dintilor mufei deplasabile in golurile dintre dintii pinionului, precum si dezavantajul care consta in marirea momentului de inertie a pieselor care sufera o accelerare sau o decelerare la schimbarea treptelor.

Cea mai importanta perfectionare a schimbatoarelor de viteze cu trepte cu arbori cu axe fixe o reprezinta sincronizatoarele.

Sincronizatoarele sunt mecanisme speciale care realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la rotatie a lor.

Cele mai importante tipuri de sincronizatoare, dupa forma suprafetelor de frecare, sunt:-sincronizatoare cu conuri;-sincronizatoare cu discuri;

Dupa principiul de functionare sincronizatoarele pot fi:-sincronizatoare cu presiune constanta;-sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare.

Sincronizatoarele conice cu presiune constanta se folosesc mai ales pentru cuplarea treptelor superioare ale schimbatorului de viteze, care in exploatare se folosesc o parte mult mai mare de timp decat treptele inferioare.

Principiul de lucru al sincronizatorului conic cu presiune constanta cuprinde doua etape:-sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui secundar cu a uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze;-cuplarea danturii coroanei cu dantura auxiliara a rotii dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa.

Principalul dezavantaj al sincronizatorului conic cu presiune constanta il reprezinta faptul ca acesta nu poate sa asigure in orice conditii egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate care urmeaza sa se cupleze.

Sincronizatoarele conice cu inertie inlatura dezavantajul celor cu presiune constanta. Acestea au o constructie mai complicata avand in plus dispozitive suplimentare de blocare care permit cuplarea treptelor numai dupa egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si pinionului.

Datorita faptului ca sincronizatoarele cu inertie garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga raspandire in schimbatoarele de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor. Un astfel de sincronizator este in fig. 3.3.

3.1.2. Organizarea generala a mecanismului motor

3.1.2.1. Organizarea mecanismului reductor cu trei arbori

La acest tip de reductor, arborele primar primeste miscarea de la motor prin intermediul ambreiajului. In prelungirea lui es gaseste arborele secundar

care transmite miscarea la transmisia longitudinala. Arborele secundar este prevazut cu caneluri pe care pot culisa rotile dintate. Arbore intermediar este asezat paralel cu arborele secundar . Solidarizarea dintre arborele intermediar si roti se realizeaza prin pana sau prin uzinarea rotilor impreuna cu arborele.

In cazul schimbatoarelo de viteze cu trei arbori rapoartele de transmitere se obtin cu ajutorul a doua perechi de roti dintate. Astfel se obtine un schimbator de viteze compact, cu distanta dintre arbori redusa. In schimb, datorita angrenarii a doua perechi de roti dintate, pierderile prin frecare sunt mai mari. In general, schimbatoarele de viteze cu trei arbori se utilizeaza la autovehiculele cu rezerva mare de putere, la care functionarea in ultima treapta a schimbatorului de viteze ocupa o mare parte din durata totala de miscare a autovehiculului. Rezulta ca prin adoptarea solutiei cu priza directa pentru ultima treapta, schimbatorul de viteze va functiona cea mai mare parte a timpului cu uzura foarte redusa pentru rotile dintate si cu un randament ridicat.

Deplasarea rotilor baladoare pentru obtinerea diferitelor trepte se face cu ajutorul mecanismului de actionare al schimbatorului.

In general rotile dintate sunt cu dinti inclinati. Acest lucru reduce zgomotul schimbatorului de viteze si mareste durabilitatea. Dezavantajul principal insa il reprezinta prezenta fortelor axiale care incarca in mod suplimentar lagarele arborilor. Acest neajuns se poate elimina daca unghiurile de inclinare ale dintilor se aleg astfel incat sa sa se echilibreze fortele axiale.

3.1.2.2. Mecanismul reductor cu doi arbori

In cazul schimbatoarelor de viteze cu doi arbori momentul motor se transmite in toate treptele prin intermediul unui singur angrenaj de roti dintate. Acest lucru face ca gama raporturilor de transmitere sa fie relativ redusa. Principalul dezavantaj al acestui tip de schimbator este acela ca se intalneste la autovehiculele cu rezerva mica de putere organizate dupa solutia totul in fata sau totul in spate.

3.2. Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze

Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze se compune din:-mecanismul de actionare propriu-zisa;-dispozitivul de fixare al treptelor;-dispozitivul de blocare al treptelor.

3.2.1. Mecanismul de actionare propriu-zisa

Sistemul de actionare directa al schimbatorului de viteze este folosit cel mai adesea la autovehiculele organizate dupa solutia clasica. La acest sistem maneta de actionare este dispusa pe capacul schimbatorului de viteze. Solutia este cea mai simpla si ieftina. La autobuzele cu motorul si schimbatorul de viteze pe spate, de la maneta de actionare pana la schimbatorul de viteze se utilizeaza

parghii, dar si un sistem de actionare indirect deoarece este greu sa se selecteze treptele si obositor.De aceea, in fig 3.2.1 se prezinta constructia mecanismului de actionare la distanta al unui schimbator de viteze avand trei tije culisante.

La selectarea unei trepte maneta se roteste in articulatia bratului tubului 6 si deplaseaza axul 5, care prin intermediul levierelor 7 si 8 si a tijei 2, deplaseaza tubul 9 cu manivela 10, in locasul uneia dintre tijele culisante 3. Schimbarea uneia dintre trepte se relizeaza prin rotirea manetei 1 si a tubului 6, cere prin manivelele 4 si tija 2 roteste tubul 9 impreuna cu manivela 10 care va deplasa tija culisanta corespunzatoare treptei dorite.

3.2.2. Dispozitivul de fixare al treptelor

Dispozitivul de fixare al treptelor are rolul de a mentine schimbatorul de viteze intr-o anumita trepta sau la punctul mort atata timp cat nu intervine conducatorul auto. Acest dispozitiv elimina posibilitatea decuplarii sau cuplarii de la sine a treptelor. Pentru fixarea propriu-zisa a treptelor se utilizeaza tije culisante cu locasuri semisferice in care intra bile cu rolul de blocare

Analizand solutiile constructive posibile pentru un S.V. se alege pentru autoturismul de teren un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispune de o rezerva mare de putere. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu inertie fiind cele mei eficiente. Din punctul de vedere al sistemului de actionare acesta este cu actionare directa fiind o solutie ieftina si simpla. Dispozitivul de fixare al treptelor este cu tije culisante si cu locasuri semisferice.In fig.3.1. se prezinta doua tipuri de dispozitive de fixare a treptelor, in figura 3.1.a. fixarea treptelor este cu tija culisanta avanda la partea superioara trei locasuri semisferice in care intra bila 1, apasata de arcul 2; locasurile extreme ale tijei 3 corespund celor doua trepte care se obtin cu furca respectiva, iar cel din mijloc pozitiei punctului mort. In figura 3.1.b. este reprezentat un dispozitiv de fixare la care in loc de bila este un bolt conic mentinut apasat pe tija 3 de arcul 2.

3.2.3. Dispozitivul de blocare al treptelor

Dispozitivul de blocare al treptelor ideplineste urmatoarele functiuni: nu permite cuplarea simultana a doua sau mai multor trepte, nu permite cuplarea unei alte trepte cand schimbatorul de viteze se afla intr-o treapta oarecare.

In fig.3.2. se prezinta dispozitivul de blocare al treptelor cu doua tije culisante 1, fiecare tija avanda la partea interioara un locas in care patrunde boltul 2. Cand schimbatorul de viteze se gaseste in punctul mort tijele ocupa pozitia din figura iar capetele boltului patrund in locasurile ambelor tije.La deplasarea unei tije, pentru a cupla o teapta, boltul este scos din locasul acestei tije si impins in locasul celeilalte blocand-o.In figura 3.3. este prezentat dispozitivul de blocare al treptelor cu trei tije culisante dispuse in acelasi plan.

.

Pentru pozitia de punct mort toate locasurile se afla pe aceeasi linie. La deplasarea tijei centale 3 ea va actiona asupra bilelor centrale 2 si 6 care vor fi scoase din locasuri si le va obliga sa intre in locasurile tijelor 1 si 5. Astfel, tijele extreme 1 si 5 se vor bloca si nu se vor elibera pana cand tija centrala 3 nu este readusa in pozitia punctului mort. In cazul deplasarii tijei extreme 1 (fig. 3.3.b), ea va actiona asupra bilelor 2, scotandu-le din locas si obligandu-le sa intre in locasul tijei centrale 3. Prin aceasa deplasare, stiftul 4 va obliga bilele 6 sa intre in locasul tijei 5. Astfel, tijele 3 si 5 sunt blocate in pozitia punctului mort. Prin deplasarea tijei 5 se vor bloca tijele 1 si 3 (fig.3.3.c).

Analizand solutiile constructive posibile pentru un S.V. se alege pentru autoturismul de teren un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispune de o rezerva mare de putere. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu inertie fiind cele mei eficiente. Din punctul de vedere al sistemului de actionare acesta este cu actionare directa fiind o solutie ieftina si simpla. Dispozitivul de fixare al treptelor este cu tije culisante si cu locasuri semisferice.

Capitolul 4Stabilirea 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.Se alege schimbator de viteze cu 3 arbori si 5 trepte unde treapta a -5-a este treapta de supraviteza.

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

La determinarea numarului de dinti al 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.

Distanta c dintre axele arborilor secundar (sau primar) si intermediar poate fi exprimata in functie de razele rotilor dintate care se afla in angrenare:

c=rd1+rd2=rd3+rd4=rd5+rd6=rd7+rd8=rd9+rd10=rd11+rd12

in care rd este raza cercului de divizare.Daca se tine seama de legatura dintre raza rd, modulul m si numarul de

dinti z ai unei roti dintate, atunci:C= m1,2(z1+z2)=0,5m3,4(z3+z4)=0,5m5,6(z5+z6)=0,5m7,8(z7+z8)==0,5m9,10(z9+z10)=0,5m11,12(z11+z12).Pentru autoturisme c=40

In cazul in care rotile au acelasi modul rezulta: is1 = (z1/z2)*(z7/z8) Pentru a nu rezulta un schimbator inalt se alege z2/z1=z7/z8 z1=z8=zmin.

Se alege zmin=14.Pentru rotile care angreneaza permanent avem:is1 = (z1/z2)*(z7/z8) z2=z7=zmin*Rezulta z1=14, z2=26, z11=31, z12=14.-pentru treapta I : z3=44, z4=19;-pentru treapta a II-a: z5=39, z6=24;-pentru treapta a III-a: z7=26, z8=14;-pentru treapta a IV-a: z9=20, z10=20;-pentru treapta a V-a: z11=24, z12=39;

Noile rapoarte de transmisie sunt:is1=3,44 is2=2,56is3=1,91 is4=1 (ales pentru cutia de viteze cu 3 arbori)

is5=0,79

Diagrama fierastrau reala este prezentata in figura de mai jos:

Capitolul 5Calculul 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 .

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. 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.

Ϭ= =Ftl/(bd2/6).Ϭi=Ft/b*p*y*cosɣ, unde b este latimea rotii dintate, b=π*m*Ψ, Ψ=1,4...2,3; p=b/Ψ- pasul danturii, y-coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor, y=0,172-1,15/z+4,5/z2, iar Ft =2*Mt/m*z.Pentru angrenajul permanent, Ft1=0,4daN si y1=0,11.Atunci 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: Ft=ƺ*Mmax*i/rd , unde ƺ este coeficientul de utilizare al momentului motor care se alege din graficul in care sunt reprezentate dependenta ƺ in functie de forta specifica de tractiune ɣt unde ɣt = Ft/Ga, Mmax

este momentul maxim, i este raportul de transmitere din treapta respectiva si rd este raza cercului de divizare.

Efortul unitar la oboseala la incovoiere dupa un ciclu pulsator ϬN , pentru N cicluri, este dat de relatia:σN=2*σ-1/(1+β0),unde σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric corespunzator unui numar de cicluri de baza, iar 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.

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: pmax=0,418* 1/2

, unde N este forta normala la flancuri, E este modulul de elasticitate, l este lungimea suprafetelor in contact si ρ1,2 reprezina razele de curbura.

Pentru rotile cu dinti inclinati, N= , unde α este unghiul de angrenare al danturii.

Pentru rotile cu dinti inclinati ρ1=rd1*

ρ2=rd2* ,in care rd1 si rd2 sunt razele cercurilor de divizare.Pentru α=ɣ=20 grd, avem N=4000/0,883=4530daN.ρ1=70*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.

5.2. Calculul arborilor schimbatorului de viteze

5.2.1. Fortele care actioneaza asupra rotilor unui angrenajIn figura 5.2.1 se prezinta fortele care actioneaza asupra rotilor cu dinti inclinati.

Fig 5.2.1.Relatiile pentru calculul fortelor Ft, Fr si Fa sunt urmatoarele:-forta tangentiala Ft=Mmax*is/rd;-forta radiala Fr=Ft*tgα/cosɣ;-forta axiala Fa=Ft*tgɣ.

5.2.2. Fortele care actioneaza asupra arborelui secundar

Fig.5.2.2.In fig 5.2.2. este prezentata 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; RFH=Fti*l1/l.In plan vertical, RCV=(Fri*l2-Fai*rdi)/l

RFV=(Fri*l1+Fai*rdi)/lReactiunile rezultante in lagare vor fi: RC=(R2

CH+R2FH)1/2

RF=(R2FA+R2

FV+R2FH)1/2

Diametrul de divizare al rotii z3 este de 220 mm.Pentru roata dintata 3, de pe arborele secundar care da treapta I, fortele care actioneaza deasupra ei au valorile:Ft3=M3/rd3=M1*i12*i34/rd3=2220 daNFa3=808daNFr3=821daN l1=l2=100mm;RCH=1110 daNRFH=1110 daNRCV=3210 daNRFV=5000 daNAstfel, RC=1570 daN

RF=5185 daN

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:

Ϭs=(Ϭ2i+4ζ2

t)1/2 unde Ϭi=Mi/Wt , Mi=(Fr2+Ft

2)1/2 *rd3 Wt=π*d3/32;

ζ=Mt/Wt , Mt=Ft3*rd3 Mi=520 daNm;Ϭs=500 MPa;Mt =488 daNm; rezulta Wnecesar=9760 mm3;Atunci dmin=46,32 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:

ps= Mmax*isi/(0,75*h*le*z*rm) , unde h reprezinta inaltimea canelurilor, z-numarul de caneluri si rm este raza medie a partii canelate si 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 =1150000*5,73/(0,75*3*50*30*51,5)=37,91 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.Folosind formula III din tab.5.1.pentru a afla sageata in dreptul rotii dintate, rezulta: f=8220*(100*100)2/(3*200*210000*π*504/64)=0, 021mm.

5.2.6. Calculul arborelui intermediar

In fig 5.2.6. se prezinta fortele care actioneaza asupra arborelui intermediar.

Fig.5.2.6.Relatiile pentru calculul reactiunilor din lagare sunt:-in plan orizontal: RDH=(Ftp(l2+l3)-Fti*l3)/l;

REH=(Fti(l1+l2)-Ftp*l1)/l;-in plan vertical: RDV=[Frp(l2+l3)-Fap*rdp+Fai*rdi+Fri*l3]/l;

REV=[Fri*(l1+l2)-Fai*rdi+Fap*rdp+Frp*l1]/l.Pentru arborele intermediar: l1=50 mm; l2=130mm; l3=50mm;

Ftp=M2/rd2=M1*i12 /rd2=95,5*2,35/0,150=1450 daN;Frp=Ftp*tgα/cosɣ=553daN;Fap=Ftp*tgɣ=527daN;Fti=M4/rd4=M1*i12 /rd4=95,5*2,35/0,095=2362daN;Fri=Fti*tgα/cosɣ=874daN;Fai=Fti*tgɣ=850daN;l1=100mm; l2=200mm; l3=100mm.Atunci RDH=1303daN; RDV=1303daN;

REH=1409daN; REV=724daN.Pentru a afla diametrul arborelui intermediar se utilizeaza relatiaM/σ=Wnec, unde M=M1*i1,2=35,5*2,35=83,425daNm.Se alege un otel cu σadm=500MPa. Atunci rezulta:834250/500=π*d3/32, adica d=25,7mm.Se alege d=30mm.

5.2.7Calculul arborelui primar

Relatiile pentru calculul reactiunilor sunt:-in plan vertical: RAV=(Frp*l1-Fap*rdp+RCV*l2)/l;

RBV=[Frp*(l1+l)-Fap*rdp+RCV*(l2+l)]/l;-in plan orizontal: RAH=(RCH*l2-Ftp*l1)/l;

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

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;Rezulta RAV=450daN; RAH=346daN;

RBV=890daN; RBH=1200daN;Pentru a determina diametrul necesar arborelui primar se utilizeaza

relatia: M/σ=Wnec, adica 955000/500=π*d3/32, rezulta d=55mm.

5.2.8 Calculul pentru alegerea rulmentilor

Arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenti. Rulmentii se aleg din cataloage in functie de incarcare dinamica.Dependenta dintre capacitatea de incarcare dinamica C si durata de functionare

a rulmentilor D este data de relatia C=Q [daN], 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: D=60*n*Dh/106 , in care Dh este durata de functionare in ore si n este

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.

Cel mai solicitat rulment este acela de pe arborele principal unde arborele principal se intrepatrunde cu arborele secundar. Se considera cazul cel mai dezavantajos cand turatia motorului este maxima. Atunci D=60*3800*2500/106=570 [milioane de rotatii].

5.3. 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. Pentru masirea duratei de functionare rotile dintate sunt supuse unui tratament termochimic urmat de tratamentul termic corespunzator.Pentru rotile dintate care se cianureaza se folosesc in general otelurile Cr- Ni- Mo. Cianurarea este un proces mai ieftin in productie decat cementarea. Uzura rotile dintate cianurate este cu atat mai mare cu cat efortul unita de contact este mai mare, fata de cel al rotilor cementate. In cazul unor eforturi unitare de contact reduse, uzura este aceeasi atat la pinioanele cementate cat si la ceel cianurate.Rotile dintate din schimbatoarele de viteaze ale autoturismelor cu sarcina utila pana la 2 x 104 N de obicei se cianureaza. La calirea rotilor dintate cianurate dintii se cubtiaza. Miscorarea deformatiilor rotilor dintate la tratamentul termic se obtine prin alezarea compozitiei chimice corespunzatoare a otelului De aceea se recomanda la constructia rotilor in general otelurile Cr- Ni- Mo (STAS 791-66) cu σadm=500MPa.

PROIECTAREA PUNTII SI A SUSPENSIEI DIN FATA

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

Roţile automobilului, în funcţie de natura şi de mărimea forţelor şi momentelor care acţionează asupra lor, pot fi:

-roţi motoare (antrenate): sunt roţile care rulează sub acţiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;

-roţi libere (conduse): sunt roţile care rulează sub acţiunea unei forţe de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;

-roţi frânate: sunt roţile care rulează sub acţiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roţilor (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).

Pentru autoturisme, prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după soluţiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicând numărul roţilor, iar cea de-a doua, pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x4 ambele punţi sunt cu roţi motoare.

Punţile motoare, faţă de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcţie de modul de organizare a tracţiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roţile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări şi anume:

-adaptare geometrică determinată de poziţia relativă dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc roţile motoare;

-adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roţile motoare ale punţii.

Pentru a-şi îndeplinii funcţiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferenţialul şi transmisiile la roţile motoare.

În procesul autopropulsării, din interacţiunea roţilor motoare cu calea, iau naştere forţe şi momente de reacţiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forţe şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forţelor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor după direcţii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punţii, numit mecanismul de ghidare al roţilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul punţii, cinematica roţii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punţi rigide şi punţi articulate.

La majoritatea autoturismelor puntile nemotoare din fata sunt punti fractionate cu suspensie independenta.

Una dintre cele mai raspandite solutii de mecanism de ghidare si de fixare a rotilor puntii din fata este mecanismul patrulater transversal cu brate neegale.

Mecanismul patrulater transversal cu brate neegale poate fi usor integrat in cele mai diferite forme de structuri portante si cu cele mai diferite moduri de dispunere a blocurilor elastoamortizoare ale suspensiei.

Pentru puntea fata motoare se poate folosi si mecanismul McPherson, asa cum se vede din figura 3.38.

Fig.3.38. Punte fata McPherson : 1-Tub amortizor; 2-tija amortizor; 3-taler inferior arc; 4-suport bieleta bara stabilizatoare; 5-bieleta bara stabilizatoare; 6-traversa suport a puntii; 7-bara stabilizatoare; 8-suport motor; 9-taler superior arc; 10-lagar elastic superior cu rulment axial cu bile; 11-tampon limitator de cursa; 12-burduf de protectie; 13-brida elastica pentru montarea amortizorului pe fuzeta; 14-butuc roata cu rulment inclus; 15-fuzeta; E-centrul articulatiei superioare; G-centrul pivotului inferior; rs -deport transversal negativ.

Rulmentul axial lucreaza intre talerul superior al arcului (tubul amortizorului) si reazemul elastic (tija amortizorolui). Toate autoturismele fabricate in prezent si organizate dupa solutia compacta “totul in fata” au puntea din fata motoare fractionata cu suspensie independenta.

Puntea din fata motoare fractionata, cu mecanism patrulater transversal cu brate neegale, se utilizeaza pentru autoturismele cu motorul dispus longitudinal. In figurile 3.40 si 3.41 este prezentata constructia unei astfel de punti motoare cu bara de torsiune longitudinala montata pe bratul inferior.

Fig.3.40.Punte motoare fata cu mecanism patrulater transversal si bara de torsiune longitudinala:1-pneu; 2-pivot inferior; 3-fuzeta; 4 si 7-simeringuri; 5-rulment roata; 6-siguranta elastica; 8-butuc roata; 9-piulita fuzeta; 10-deflector; 11-pivot superior; 12-cap de bara; 13-bieleta de directie; 14-tirant; 15-brat superior; 16-ax brat superior; 17-mecanism cremaliera; 18-bara de torsiune longitudinala; 19-lama de flexiune; 20-arbore planetar; 21-amortizor; 22-brat inferior.

Fig 3.41.Ansamblul bratelor inferior si superior ale puntii fata:a)ansamblul brat inferior – bara de torsiune – lama de flexiune; b)ansamblul brat superior – amortizor; 1-surub fixare amortizor; 2-flexibloc inferior amortizor; 3-brat inferior; 4-capac; 5 si 10-garnituri de etansare; 6 si 9-rulmenti cu ace; 7, 16, 21-suruburi; 8-palier brat inferior; 11-deflector; 12-bara de torsiune longitudinala; 13-ghidaj lama de flexiune; 14-saiba de etansare; 25, 28, 29-saibe plate; 15-capac de etansare; 17-bucsa de etansare; 18-suport prindere bara de torsiune; 19-lama de flexiune; 20-tampon limitator; 22-tirant; 23-brat superior; 24-amortizor; 26 si 30-piulite; 27-articulatie brat superior; 31-flexibloc superior amortizor; 32-ax brat superior; 33-placa de sprijin.

Particularitati constructive: bratul superior forjat din otel aliat formeaza cu tirantul sau un brat triunghiular; bratul inferior in forma de L, forjat din otel aliat; bara de torsiune longitudinala (diametru 20,6 mm si lungime 550 mm) este incastrata prin caneluri la capatul din spate al laturii longitudinale a bratului inferior, iar la capatul din spate, printr-un suport de lama de flexiune; rolul barei stabilizatoare este luat de o lama de flexiune montata transversal; toate articulatiile mecanismului patrulater sunt articulatii fixe sau cu rigiditate foarte mare (rulmenti cu ace, alveole si bucse din material plastic); unghiul de fuga poate fi reglat prin deplasarea longitudinala a bratului inferior.

In urma studiului efectuat am ales ca puntea motoare din fata proiectata pentru automobilul de tip S.U.V. 4x4 sa fie de tip McPherson deoarece are urmatoarele avantaje:- simplitate constructiva (numar redus de brate si de articulatii);

- masa nesuspendata redusa;- ghidare buna a rotii (variatie redusa a ecartamentului si a caderii rotii);- spatiu transversal larg intre roti care permite amplasarea transversala a

grupului motor-transmisie;- permite dispunerea coaxiala a arcului, amortizorului si a tamponului elastic

limitator de cursa care poate fi conceput si ca arc suplimentar.Dintre dezavantale se mentioneaza:

- constructie complicata si solicitari suplimentare pentru amortizor; - articulatia grupului elastoamortizor al suspensiei cu masa suspendata are

o constructie complicata; - dispunerea transversala a grupului motor-transmisie impune ca arborii

planetari sa aiba lungimi diferite, ceea ce conduce la urmatoarele dezavantaje: nesimetrie constructiva (arbori planetari diferiti); nesimetrie cinematica (unghiurile de asezare ale arborilor planetari diferite); nesimetrie dinamica (arborele planetar lung trebuie echilibrat suplimentar si solicitari diferite la roti, deoarece mai ales in treptele inferioare momentul la arborele planetar scurt este mai mare decat momentul la arborele planetar lung).

Acest dezavantaj poate fi compensat prin constructia simetrica a celor doi arbori planetari, asa cum se vede in figura 3.42.

Fig.3.42.Dispunerea arborilor planetari la puntea motoare McPherson: a)arbori planetari cu lungimi diferite; b)arbori planetari cu lungimi egale.

CAP 2. STUDIUL SOLUTIILOR CONSTRUCTIVE POSIBILE PENTRU SUSPENSIA DIN FATA SI ALEGEREA JUSTIFICATA A SOLUTIILOR PENTRU SUSPENSIA CARE SE PROIECTEAZA

Suspensiile automobilelor sunt destinate sa realizeze legatura elastica intre cadru sau caroserie si punti, sau direct cu rotile automobilelor.

Aceasta are rol de a proteja incarcatura su organele componente impotriva socurilor, trepidatiilor si oscilatiilor daunatoare, cauzate de neregularitatile drumului.

Suspensia unui automobil cuprinde elemente elastice ( arcurile), care constituie suspensia propriu-zisa, dispozitivele de ghidare, amortizoarele si stabilizatoarele. In mai multe cazuri arcurile indeplinesc si rolul dispozitivelor de ghidare.

Elementul elastic serveste pentru micsorarea sarcinii dinamice rezultate din interactiunea rotii si a drumului.

Elementul de ghidare transmite comonenetele longitudinale si transversale ale fortei de interactiune, precum si momentele acestor forte, determinand cinematica rotilor fata de cadru sau caroserie.

Elementul de amortizare, impreuna cu frecarea suspensiei, amortizeaza oscilatiile caroseriei si ale rotilor.

Conditii impuse suspensiilor. Suspensia unui automobil trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii principale:

caracteristica elastica corespunzatoare, care sa asigure un grad de confort satisfacator;

transmiterea fortelor longitudinale si transversale de la roti la caroserie si a momnetelor reactive ( daca nu se prevad dispozitive speciale);

constructie simpla si rezistenta; durabilitate corespunzatoare a elementelor suspensiei; amortizarea vibratiilor caroseriei si a rotilor; asigurarea cinematicii corecte a mecanismului de directie, nepermitand

oscilarea rotilor; greutate minima.

Clasificarea suspensiilor. Dupa tipul puntii, suspensiile pot fi: cu roti dependente si cu roti independente.

Suspensia cu roti dependente se intalneste la puntile rigide, la care elementele elastice sunt montate intre cadru si punte, iar la suspensia cu roti independente la puntile articulate, la fiecare roata este suspendata direct de cadru sau caroserie.

La suspensiile cu roti dependente, ridicarea sau coborarea unei roti, produsa de denivelarea caii, provoaca schimbarea pozitiei si a celeilalte roti ( fig 12.1a). elementele suplimentare – stabilizatoare au rolul de a reduce inclinarile automobilului in viraj. La suspensia cu roti independente, schimbarea pozitiei unei roti nu influenteaza si pozitia celeilalte roti (fig 12.1 b).

La majoritatea automobilelor, se utilizeaza la rotile de directie suspensia cu roti independente, iar la cele din spate suspensia cu roti dependente.

Dupa tipul caracteristicii elastice, suspensiile pot fi: cu caracteristica lineara si cu caracteristica elastica neliniara.

Caracteristica elastica a unei suspensii reprezinta variatia deformatiei ( sagetii ) f a elementului elastic in functie de sarcina F care produce aceasta sageata. Cu cat unghiul α este mai mare cu atat suspensia este mai rigida.

Rigiditatea unei suspensii se defineste ca forta necesara obtinerii unei sageti egale cu 1 cm, adica:

Datorita avantajelor pe care le prezinta, suspensia cu roti independente este foarte raspandita. Ea predomina la rotile fata, insa in ultimul timp, s-a raspandit la toate rotile automobilului.

In figura 17.15 este prezentata suspensia tip McPherson1-Tub amortizor; 2-tija amortizor; 3-taler inferior arc; 4-suport bieleta bara stabilizatoare; 5-bieleta bara stabilizatoare; 6-traversa suport a puntii; 7-bara stabilizatoare; 8-suport motor; 9-taler superior arc; 10-lagar elastic superior cu rulment axial cu bile; 11-tampon limitator de cursa; 12-burduf de protectie; 13-brida elastica pentru montarea amortizorului pe fuzeta; 14-butuc roata cu rulment inclus; 15-fuzeta; E-centrul articulatiei superioare; G-centrul pivotului inferior; rs -deport transversal negativ.

Rulmentul axial lucreaza intre talerul superior al arcului (tubul amortizorului) si reazemul elastic (tija amortizorolui).

Solutiile constructive de baza pentru puntea fata motoare McPherson sunt prezentate in figurile 3.43 si 3.44.

Fig.3.43. Punte fata motoare McPherson cu brat triunghiular inferior: 1-suport grup elastoamortizor; 2-arc elicoidal; 3-amortizor; 5-ax volan; 6-brat inferior triunghiular; 7-grinda suport a puntii; 8-mecanism de directie pinion-cremaliera.

Se remarca urmatoarele particularitati constructive: bratul inferior are

forma triunghiulara; grinda suport se prezinta sub forma unui cadru; mecanismul de actionare a directiei cu pinion-cremaliera este dispus in spatele si deasupra axei rotilor si este montat pe caroserie. Aceasta solutie constructiva se foloseste pentru orice clasa de automobil.

Fig.3.44.Punte fata motoare McPherson cu brat inferior ingust si tirant: 1-suport superior grup elastoamortizor; 2-arc elicoidal; 3-amortizor; 4-bara stabilizatoare; 6-brat ingust; 7-grinda suport a puntii; 8-mecanism de directie pinion-cremaliera.

Se remarca urmatoarele particularitati constructive: bratul inferior forjat din otel este ingust (are forma de I), iar pentru a prelua fortele longitudinale are nevoie de un tirant; rolul tirantului este preluat de partea laterala a barei stabilizatoare, care cu partea sa centrala este articulata elastic de caroserie; mecanismul de actionare al directiei cu pinion-cremaliera este dispus in fata si sub axa rotilor si este montat pe grinda suport; grinda suport are o constructie compacta. Aceasta solutie constructiva se foloseste pentru autoturismele de clasa foarte mica si mica.

Constructia reala a puntii fata motoare McPherson este foarte diferita de la un automobil la altul. Diferentele constructive sunt localizate in urmatoarele zone: - forma si constructia bratului inferior si a articulatiilor sale cu grinda suport

si cu fuzeta;- prinderile dintre fuzeta si pivotul sferic, respectiv amortizor; - forma si constructia lagarului elastic superior oscilant; - constructia si dispunerea rulmentului axial;- dispunerea barei stabilizatoare, integrarea ei in constructia puntii si

legaturile cu masa suspendata si cu masa nesuspendata;- valoarea deportului transversal (negativa sau pozitiva).

Am ales sa proiectez suspensia cu roti independente datorita faptului ca lipseste legatura directa dintre rotile automobilului; imbunatateste confortul prin reducerea masei nesuspendate; tinuta de drum mai buna deoarece deplasarile rotilor nu se

influenteaza reciproc; micsorarea oscilatiilor de ruliu ale caroseriei si marirea stabilitatii automobilului.Suspensia automobilului Fiat Sedici a fost proiectata cu scopul de a oferi comfortul necesar, siguranta in functionare, fiabilitate si reparabilitate usoara. Deoarece acest automobil este un S.U.V. este necesar ca sa indeplineasca cateva conditii:

sa atenueze sarcinile dinamice ce se transmit de la drum; sa imprime oscilatiilor caracterul dorit ( asigurand prin aceasta

confortabilitatea necesara ) sa transmita fortele care actioneaza asupra rotilor si asupra cadrului

( caroseriei ).Ca solutie cosntructiva la automobilul Fiat Sedici s-a adoptat cea cu arcuri

elicoidale, aceasta prezentant unele avanataje fata de cea cu arcuri lamelare ( simplitate constructiva, elasticitate mai mare etc.).Dispozitivele de ghidare transmit componentele orizontale ale fortelor dintre roti si drum, si momentele acestor forte, la caroserie, determinand si caracterul deplasarii rotilor in raport cu caroseria si in raport cu drumul. Ca solutie constructiva s-a adoptat cea McPherson cu brat triunghiular inferior.

Cap. 3. Calculul si proiectarea puntii ( daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala,

diferentialul, arborii planetari)

Pentru calculul puntilor sunt necesare urmatoarele date initiale: 10 marimi caracteristice ale automobilului: parametrii dimensionali, parametrii masici, pozitia centrului de masa pentru automobil si pentru masa suspendata, masa nesuspendata care revine puntii, momentul motor, rapoartele de transmitere pentru transmisia principala si din treapta intai a SV, valoarea maxima a fortei de franare; 20 definirea cinematicii puntii; 30 stabilirea regimurilor de calcul pentru punte.

In literatura romana, puntile automobilului se calculeaza in urmatoarele regimuri de deplasare: - regimul tractiunii; - regimul franarii;- regimul deraparii;- regimul trecerii peste obstacole.

Din punctul de vedere al transmiterii fortelor de la roata la structura portanta a automobilului, particularitatea constructiva a acestei punti este aceea ca fortele se transmit atat prin intermediul bratului transversal, cat si prin intermediul amortizorului, care face parte atat din mecanismul de ghidare al rotii (constitue tocmai culisa oscilanta), cat si din suspensie.

Schema puntii MacPherson cu axa amortizorului suprapusa peste axa de bracare a rotii (axa pivotilor) este prezentata in figura 6.10. Mecanismului puntii i se asociaza un sistem de referinta xOy ale carei axe sunt: - axa Oy este axa paralela cu axa amortizorului; - axa Ox este perpendiculara pe axa Oy.

Se constata ca sistemul este rotit cu unghiul de inclinare transversala al pivotului fata de sistemul de referinta al automobilului. Pivotul inferior este articulatia sferica dintre corpul fuzetei si amortizor, considerat ca facand parte din corpul amortizorului.

Reactiunea normala la roata Z da nastere unei forte B in bratul transversal si unei forte A in articulatia dintre tija amortizorului si caroserie, forte care sunt reprezentate prin componentele lor fata de sistemul de referinta ales, adica: Bx si By, respectiv Ax si Ay.

Fig.6..10.Modelul de calcul pentru puntea McPherson cu axa amortizorului suprapusa peste axa de bracare

Componenta Ax se determina din ecuatia de momente fata de pivotul sferic, adica:

(6.48)

unde: Gns este greutatea nesuspendata pe punte; b = dt + d × tg δ este o constanta constructiva pentru punte; C +o este o distanta variabila functie de dezbaterea rotii; se considera cazul automobilului incarcat cu sarcina nominala.

Prin descompunerea reactiunii normale la roata se obtin urmatoarele componente:

si (6.49)

Componenta Bx din pivotul sferic se determina din ecuatia de echilibru a fortelor pe Ox:

(6.50)

Componenta By din pivotul sferic se determina cu relatia: (6.51)

Din ecuatia de echilibru a fortelor pe Oy se determina componenta Ay:

(6.52)

Ea este tocmai forta din arcul suspensiei, adica forta pe care o transmite arcul articulatiei superioare elastice oscilante.

Specific puntii MacPherson este determinarea fortelor taietoare care apar in ghidajul tijei amortizorului si in pistonul sau, precum si momentul incovoietor din tija amortizorului. Ele se determina din ecuatiile de echilibru ale tijei amortizorului, cu relatiile:

, , (6.53)

Fortele rezultante din cele doua articulatii se determina cu relatiile: si (6.54)

Fortele rezultante din cele doua articulatii se pot determina, atat ca marime, cat si ca directie si sens prin metoda poligonului fortelor, asa cum este prezentat in figura 6.11.

Date de intrare: cinematica mecanismului puntii; reactiunea normala la roata Z; componenta Ax determinata cu relatia (6.48); componenta Ay

determinata cu relatia (6.52).Prin compunerea componentelor Ax si Ay se determina forta rezultanta A

ca directie, apoi construind poligonul fortelor se determina rezultanta B.

Cap.4. Calculul si proiectarea suspensiei

4.1 Elemente elastice

Elementele elastice ale suspensiei intalnite la automobile sunt: arcurile in foi, arcurile elicoidale, bare de torsiune si elemente elastice pneumatice si hidropneumatice. Arcurile in foi au rolul de a micsora tensiunile ce apar in foaia, principala , foile arcului sunt executate cu raze de curba diferite , din ce in ce mai mici , iar la strangerea lor , cu butonul central , apare o pretensionare a foii principale , care isi va micsora raza de curbura.

Arcurile elicoidale se executa din bare de otel infasurate dupa o elice. La acest tip de arcuri, nu apare frecarea, ca urmare, suspensia cu astfel de arcuri necesite folosirea unor amortizoare mai puternice. De asemenea, aceste arcuri preiau numai sarcini ce lucreaza in lungul axei lor si de acesta cauza la o suspensie cu astfel de arcuri se prevad dispozitive de ghidare, arcul elicoidal este de circa 2,5 ori mai usor si mai putin voluminous decat arcul in foi .

Arcurile bare de torsiune ce se folosesc ca element elastic barele de torsiune au inceput sa se utilizeze la un numar mare de autoturisme.

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 7.3.

Tabelul 7.3.Tipuri constructive de arcuri elicoidale de compresiune

Forta activa care actioneaza asupra arcului se determina in functie de incarcarea puntii si de constructia ei. Relatiile de calcul pentru aceste arcuri sunt prezentate in tabelul 7.4. Calculul si proiectarea arcurilor cilindrice de compresiune , cu sectiune rotunda este reglementat de STAS 7067/1-87.

Tabelul 7.4.Relatii de calcul pentru arcurile elicoidale cilindrice

4.2 Alegerea amortizoarelor

4.2.1 Rol si caracteristici

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 7.28.

Fig.7.28.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 treaca prin orificii cu sectiune mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in energie termica.

4.2.2 Caracteristica de amortizare

Aceasta 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:

(7.16) 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 7.29, 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.7.29.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). 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:

(7.18) 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:

(7.19)

Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un amortizor cu supape de descarcare, este prezentata in figura 7.30.

Fig.7.30.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 7.31.

Fig.7.31.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.

Pentru amortizarea rapida a oscilatiilor, in suspensia automobilelor moderne se monteaza amortizoare hidraulice.

Amortizoarele pot fi folosite la ambele punti ale automobilului sau numai la puntea fata.

4.2.3 Tipuri constructive de amortizoare

1.Constructia amortizoarelor bitubulare pur hidraulice

Amortizorul pur hidraulic este constituit dintr-un piston 9 cu supape montat la capatul unei tije 2 care culiseaza in interiorul unui cilindru 7 umplut cu ulei. Acest cilindru, numit cilindrul interior, este introdus in interiorul unui cilindru exterior 6; ansamblul astfel format este constituit din doua tuburi concentrice, de aici si denumirea de amortizor bitubular. Spatiul dintre cei doi cilindri 8, numit camera de compensare, este umplut cu ulei, iar la partea superioara are o perna de aer la o presiune ceva mai mare fata de presiunea atmosferica. Pentru a evita emulsionarea lichidului in camera de compensare se monteaza un inel dispus sub nivelul lichidului. Cilindrul de lucru si camera de compensare comunica prin supapele corpului de inchidere (corpul supapelor de baza) 11 montat la capatul inferior al cilindrului 7. Cei doi cilindri sunt etansati unul fata de celalalt si amandoi fata de exterior de o piesa de inchidere 4 dispusa la capatul superior care contine si ghidajul tijei pistonului. Tija si ghidajul ei sunt protejate de un tub de protectie 3.

Pistonul contine doua tipuri de supape: supapa de comunicare inchisa la cursa de destindere si supapa de destindere in doua trepte deschisa in cursa de destindere; ea are rolul supapei de descarcare pentru cursa de destindere.

Corpul de inchidere 11 contine tot doua tipuri de supape: supapa de admisie deschisa in cursa de destindere si supapa de comprimare in doua trepte deschisa in cursa de comprimare; ea are rolul supapei de descarcare pentru cursa de comprimare.

Schemele constructive la cursele de comprimare si de destindere, precum si constructia amortizorului sunt prezentate in figura 7.32.

a. b. c.

Fig.7.32.Amortizorul bitubular pur hidraulic: a)schema constructiva la comprimare: 1-articulatie elastica de prindere; 2-tija; 3-tub de protectie; 4-piesa superioara de inchidere cu dispozitivele de etansare si de ghidare a tijei; 5-camera superioara; 6-cilindru exterior; 7-cilindru interior;8-camera de compensare; 9-pistonul cu supape; 10-camera inferioara; 11-corpul supapelor de baza; b) schema constructiva la destindere; c)constructie: 1-piesa superioara de inchidere cu dispozitivele de etansare si de ghidare a tijei; 2-corpul amortizorului; 3-blocurile supapelor; 4-ulei; 5-tija; 6-piston

In cursa de comprimare, uleiul trece usor de sub piston in camera superioara a tubului interior prin supapa de comunicare. O parte din uleiul din camera inferioara (de volum egal cu volumul tijei introduse in tubul interior) trece prin supapa de comprimare deschisa in prima treapta, in camera de compensare, realizand forta de amortizare din cursa de comprimare. La viteze mari de deplasare a pistonului (peste viteza critica la comprimare), presiunea uleiului se mareste, supapa de comprimare se deschide in a doua treapta, sectiunea de trecere este mai mare, iar forta de amortizare scade.

In cursa de destindere, uleiul din camera superioara este comprimat, supapa de comunicare este inchisa, iar uleiul trece prin supapa de destindere a pistonului deschisa in prima treapta in camera inferioara. Daca viteza de deplasare a pistonului depaseste viteza critica la destindere, presiunea creste, supapa de destindere se deschide in treapta a doua, sectiunea de trecere este mai mare, iar forta de amortizare scade. Volumul dezlocuit de piston in camera inferioara este mai mare fata de volumul refulat din camera superioara cu

volumul tijei scoase din tub. Diferenta se complecteaza cu ulei din camera de compensare, care patrunde in camera inferioara prin supapa de admisie datorita presiunii mai scazute din aceasta camera si a presiunii pernei de aer din partea superioara a camerei de compensare.

Observatii:10 Arcurile supapelor de comunicare din piston si de admisie din corpul supapelor de baza sunt mult mai putin rigide fata de arcurile supapelor de destindere, respectiv de comprimare. 20 Arcurile supapelor pot fi tip diafragma (rondele) sau elicoidale.

Elemente de calcul pentru amortizoare Calculul amortizorului implica urmatoarele etape:

10 Determinarea caracteristicii de amortizare la roata automobiluluiPentru 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:

(7.19) 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:

(7.20)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 7.36.Domeniul necesar de amortizare pentru roata A2 este cuprins intre dreptele 3 si 4 (fig.7.36), corespunzatoare gradului de amortizare D ’=0,25 si D’=0,35; coeficientul de amortizare se determina cu relatia:

(7.21)unde: kp este rigiditatea pneurilor; m1 este masa nesuspendata.

Fig.7.36.Domeniile necesare de amortizare pentru caroserie A1 si pentru roti A2

Donemiile 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 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:

(7.22) 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 7.1 si 7.2.

Tabelul 7.1. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele inchise [N.s/m]

Tabelul 7.1. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele deschise [N.s/m]

Valorile alese din tabele pentru coeficientii de rezistenta ai amortizorului se coreleaza cu valorile calculate cu relatiile (7.20) si (7.21).

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 7.37 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.7.37.Dispunerea amortizorului: a-punte rigida cu suspensie dependenta; b-punte fractionata cu mecanism patrulater transversal si suspensie independenta

; ; (7.23)

Daca amortizorul este dispus vertical β=0.30 Fortele 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.

40 Prinderea 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 7.38.

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.

FFFFFFFFa

FRFR

Fa

Fig.7.38.Solutii constructive pentru prinderea amortizorului

50 Cursele 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

Datorita actiunii fortei centripede asupra unui automobil in viraj, el se va inclina lateral, micsorandu-se in felul acesta stabilitatea lui. Stabilizatoarele au rolul de a limita aceasta inclinare fara insa a mari rigiditatea suspensiei.Stabilizatorul se compune din bara 1. in forma de U, care este montata transversal pe cadrul automobilului in doua bucse de cauciuc 5. Capetele barei sunt legate prin intermediul tijelor2, la placile de sprijin 3 ale arcurilor 4.In cazul in care deformatiile celor doua arcuri vor fi egale, bara 1 se va roti in mansoanele de cauciuc fara a intra in actiune. La viraje, cand caroseria se va inclina lateral si unul din arcuri se va comprima mai mult, bara 1 va lucra ca o bara de rasucire si va opune rezistenta inclinarii transversale a automobilului.Cu ajutorul barei stabilizatorului se poate reduce inclinarea laterala a caroseriei cu 20 … 30 % fara a modifica caractersiticile suspensiei.

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 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.

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.