Calculul Dinamic al Autoturismului

Cuprins

1 CALCULUL DINAMIC AL AUTOTURISMULUI

1.1 Studiul soluțiilor constructive similare

1.2 Alegerea parametrilor constructivi și de greutate

1.3 Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

1.4 Determinarea vitezei maxime

1.5 Determinarea rapoartelor de transmitere

1.5.1 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

1.5.2 Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

1.6 Calculul de tracțiune

1.6.1 Repartiția vitezelor pe trepte

1.6.2 Caracteristica de tracțiune

1.6.3 Caracteristica dinamică

1.6.4 Caracteristica de accelerație

1.6.5 Timpul și spațiul de demarare

1.6.6 Bilanțul de putere

1.7 Calculul de frânare

1.7.1 Spațiul de frânare minim ținând cont de rezistenta aerului

1.7.2 Spațiul de oprire

1.8 Calculul de stabilitate

1.8.1 Stabilitatea transversală la derapare

1.8.2 Stabilitatea de răsturnare

2 CALCULUL CUTIEI DE VITEZE

2.1 Parametrii principali de proiectare a cutiei de viteze

2.2 Calculul angrenajelor din cutia de viteze

2.2.1 Distanța dintre axele arborilor

2.2.2 Calculul numarului de dinti pentru fiecare treapta in functie de raportul de transmitere al reductorului central

2.2.3 Calculul unghiurilor de inclinare ale danturilor

2.2.4 Calculul roților dințate – treapta I

2.2.5 Elementele geometrice ale rotilor dintate:

2.3 Calculul arborilor cutiei de viteze

2.3.1 Calculul arborilor cutiei de viteze la incovoiere si torsiune

2.3.2 Verificarea la strivire a canelurilor arborelui secundar :

2.3.3 Calculul de rigiditate :

2.3.4 Calculul de alegere a rulmentilor din lagarele cutiei de viteze:

3 STUDIUL ROTULE DE DIRECTIE SI SUSPENSIE

3.1 ROLUL, CLASIFICAREA SI ELEMENTELE COMPONENTE ALE ROTULELOR

3.2 INCERCAREA ROTOLELOR DE DIRECTIE ȘI SUSPENSIE

3.2.1 INCERCAREA PE BANCURI A ROTULELOR SI BIELETELOR DE DIRECTIE

Incercarea la uzura a rotulelor axiale si a rotulei radiale (de pe port-fuzeta)

Incercarea pivotului la flexiune alternanta

Incercarea andurantei legaturii dintre rotula axiala si cremaliera sub sarcina radiala

Incercarea rezistentei la smulgere a pivotului

Incercarea etanseitatii elementelor trenului fata la improscarea cu noroi

4 Calcul si constructia puntii motoare :

4.1 Calculul transmisiei principale:

4.1.1 Calulul rotilor dintate din transmisia principala-

4.2 Calculul diferentialului :

4.3 Calculul arborilor planetari

4.4 Calculul fuzetei

5 Procesul tehnologic pentru prelucrarea mecanica a unei roti dintate din cutia de viteza

6 BIBLIOGRAFIE

CALCULUL DINAMIC AUTOTURISMULUI

Prin tema de proiectare s-a cerut să se proiecteze un autoturism echipat cu motor cu aprindere prin scânteie cu Pn=70 kW la nn=5300 rot/min.

Studiul soluțiilor constructive similare

Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autovehicul ținând seama de datele impuse prin tema, care precizează anumite particularitati legate de destinația si performantele acestuia, este nevoie, intr-o prima etapa, sa se caute un număr cat mai mare de soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informații legate de organizarea generala, de modul de dispunere a motorului si punților motoare, de organizarea transmisiei; de asemenea sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utila si proprie, tipul sistemelor de direcție si frânare, tipul suspensiei etc.

Analizând cu atenție toate aceste informații si având in vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetata se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date inițiale absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi, organizarea generala, amenajarea interioara, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului si repartizarea sa pe punti, alegerea rotilor si determinarea razei de rulare etc.

Pentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali care intervin in calcul este necesar, pe langa studiul solutiilor constructive asemanatoare deja existente in lume, sa se faca si o cercetare a tendintelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.

Directiile de dezvoltare au in vedere sa sublinieze orientarea generala ion ceea ce priveste modul de organizare al familiei de autovehicule urmarite, modul de dispunere a motorului, organizarea si tipul transmisiei, constructia sistemelor si a instalatiilor auxiliare, amenajarea interioara, etc.

Autoturismele, definite ca fiind autovehicule destinate transportului de persoane avand o capacitate de cel mult opt locuri, au stat si stau in permanenta in atentia marelui public datorita implicari lor tot mai intense din viata cotidiana.

Tehnica constuctiei de autoturisme s-a perfectionat permanent urmarindu-se imbunatatirea performantelor de dinamicitate sau franare, de economiucitate, de confort si securitate rutiera etc. domeniile de actiune s-au extins asupra tuturor partilor componente ale autoturismelor si s-a incercat aplicarea celor mai noi si eficiente solutii de imbunatatire a diverselor sale parti componente.

Astfel motoarele autoturismelor au beneficiat de atentie deosebita, eforturile de sporire a performantelor lor fiind indreptate pe multiple directii, reducerea consumului de combustibil, marirea puterii litrice a motoarelor, reducerea costurilor de fabricatie, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea de motoare cat mai usoare si cat mai compacte. Se remarca in special tendinta de extindere a motoarelor cu aprindere prin comprimare datorita consumului specific mai redus de combustibil in comparatie cu motoarele cu aprindie prin scanteie. Utilizarea motoarelor Diesel pe turisme a devenit fiabila cand s-a reusit depasirea unui regim de 4200 – 4400 rot/min, realizandu-se exemplare ce dezvolta 5000 rot/min; perfectionarea acestor motoare privind reducerea zgomotului, a poluarii, a pornirii usoare pe timp friguros a facut progrese remarcabile.

O alta preocupare constanta aste aceea a crearii unor familii de motoare, pornindu-se de la un monocilindru sau de la un motor de baza, de la care, in functie de necesitati, se realizeaza o serie de motoare cu puteri si capacitatii diferite, avand unele parti componente identice, procedeul favorizand folosirea tipizarii in tehnologia de fabricatie si exploatare a autoturismelor.

Folosirea supraalimentarii prin diferite procedee este tot mai des intalnita la motoarele de autoturisme, procedeul asigurand cresterea puterii si momentului motor maxim, cu scaderea turatiilor corespunzatoare si a consumului de combustibil.

Injectia de benzina este mai mult cercetata, perfectionata si aplicata la productia de serie deoarece, completata cu comanda si control electronic este in masura sa asigure performante superioarein ceea ce priveste reducerea consumului de combustibil, reducerea emisiilor nocive si ridicarea gradului de securitate a conducerii turismului.

Aprinderea cu comanda electronica este o varianta des intalnita cu influenta benefica asupra consumului de combustibil, prin declansarea avansului la aprindere dupa legea optima.

Reducerea dimensiunilor de gabrit si a consumului de metal constituie si in continuare o sursa de cercetare permanenta, ea fiind realizata prin fortarea motoarelor, cand se dezvolta puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si realizarea cilindreei unitare cu o masa cat mai mica.

Numeroase sunt si preocuparile legate de ameliorarea camerei de ardere, a tubulaturii de admisie si evacuare, a geometriei de dispunere si actionare a supapelor, a numarului, marimi si locului lor de amplasare etc.

Transmisia autoturismelor a fost si este obiectul unor continue cercetari urmarindu-se prin solutiile constructive propuse o cat mai buna corelare intre momentul motor activ si cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea sigurantei si confortului de conducere. Se constata ca pe langa transmisiile mecanice o folosire deosebita o au transmisiile automate, in ultima vreme asistate de microprocesoare.

La transmisiile mecanice ale autoturismelor de capacitate medie sunt tot mai raspandite cutiile de viteze cu cinci trepte, ultima avand raport de transmiere subunitar fiind treapta economica, care atunci e cuplata conduce la reducerea consumului de combustibil prin micsorarea turatiei motorului si aducerea acestuia in zona turatiei economice.

O alta preocupare tot mai raspandita, in special la autoturismele sport este aceea a tractiunii integrale cu folosirea de diferentiale interaxiale blocabile sau, mai frecvent, autoblocabile, tendinta existenmta deja in autoturismelor tot-teren, avand ca efect imbunatatirea capacitati de trecere si a stabilitatii

Suspensia autoturismelor a facut obiectul unor studii aprofundate privind conditionarea reciptoca intre pneu, suspensie si calea de rulare. Acestea au permis sa se obtina, prin smilarea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc in timpul deplasarii autoturismului, o suspensie corespunzatoare pentru fiecare model cercetat.

Sistemul de franare cunoaste, de asemenea, preocupari intense de imbunatatire, generalizare avand sistemul de franare cu dublu circuit. Se poate aprecia ca majoritatea autoturismelor sunt echipate fie cu frane disc, fie cu frane mixte, adica frane cu tambur la rotile din spate si cu frane disc la rotile din fata. Cunosc generalizare limtatoarele de viteza (ABS).

Sistemul de directie se realizeaza in soluti constructive legate de tipul suspensiei folosite, in corelare cu cinematica rotilor de directie. Ca tendinte actuale se remarca extinderea folosiri servodirectiilor si la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reactiior inverse, de la roata spre volan, cresterea comoditatii de conducere si sigurantei de deplasare, prin folosirea unor mecanisme servo, respectiv prin folosirea unor volane si axe volane rabatabile sau telescopice.

Caroseria este aproape in totalitate integral autoportanta. Cercetarile si incercarile efectuate au condus la realizarea unor caroserii avand coeficienti aerodinamici tot mai coboratidatorita folosirii otelurilor de inalta rezistenta, cu o limita de elasticitate ridicata, rigidizarea caroseriei, factor important in ameliorarea tinutei de drum a fost mult imbunatatita

Pentru pneurile de autoturisme, in vederea micsorarii energiei absorbite in timpul rulajului, a amortizarii socurilor, al sigurantei si duratei in exploatare se folosesc noi retete la fabricarea anvelopelor si camerelor de aer, se utilizeaza diferite profiluri pentru banda de rulare; se incearca folosirea unor pneuri fara aer in interior.

Aparatura de bord foloseste tot mai mult circuite integrate cu afisaj numeric, aparatura electronica asistata de calculator, care supravegheaza si informeaza permanent conducatorul despre diferiti parametri necesari conducerii in siguranta, informeaza asupra functionarii organelor in miscare, urmareste atingerea unor limite maxime de uzura, indica consumul instantaneu si rezerva de combustibil, etc.

Alegerea parametrilor constructivi și de greutate

Se adoptă următoarele dimensiuni constructive:

Lungimea:

Ampatamentul:

Consola fata:

Consola spate:

Ecartamentul rotilor:

Latimea:

Inaltimea:

Garda la sol:

Se adoptă următorii parametrii de greutate:

Greutate proprie:

Greutate totala:

Greutate utila:

Rezultă următoarea repartitia greutatii pe punti și pe roți:

Greutatea repartizată pe puntea din față:

Greutatea repartizata pe puntea spate:

Greutatea repartizata pe o roata a puntii fata:

Greutatea repartizata pe o roata a puntii spate:

Distanta de la centrul de greutate la puntea din spate este:

Distanta de la centrul de greutate la puntea din fata este:

Se aleg pneuri 185/70R15 cu următoarele caracteristici dimensionale:

latimea profilului:

diametrul jantei:

inaltimea pneului:

raza nominala:

raza libera a rotii:

coeficient de deformare a pneului:

raza de lucru (dinamica):

Determinarea caracteristicin corelare cu cinematica rotilor de directie. Ca tendinte actuale se remarca extinderea folosiri servodirectiilor si la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reactiior inverse, de la roata spre volan, cresterea comoditatii de conducere si sigurantei de deplasare, prin folosirea unor mecanisme servo, respectiv prin folosirea unor volane si axe volane rabatabile sau telescopice.

Caroseria este aproape in totalitate integral autoportanta. Cercetarile si incercarile efectuate au condus la realizarea unor caroserii avand coeficienti aerodinamici tot mai coboratidatorita folosirii otelurilor de inalta rezistenta, cu o limita de elasticitate ridicata, rigidizarea caroseriei, factor important in ameliorarea tinutei de drum a fost mult imbunatatita

Pentru pneurile de autoturisme, in vederea micsorarii energiei absorbite in timpul rulajului, a amortizarii socurilor, al sigurantei si duratei in exploatare se folosesc noi retete la fabricarea anvelopelor si camerelor de aer, se utilizeaza diferite profiluri pentru banda de rulare; se incearca folosirea unor pneuri fara aer in interior.

Aparatura de bord foloseste tot mai mult circuite integrate cu afisaj numeric, aparatura electronica asistata de calculator, care supravegheaza si informeaza permanent conducatorul despre diferiti parametri necesari conducerii in siguranta, informeaza asupra functionarii organelor in miscare, urmareste atingerea unor limite maxime de uzura, indica consumul instantaneu si rezerva de combustibil, etc.

Alegerea parametrilor constructivi și de greutate

Se adoptă următoarele dimensiuni constructive:

Lungimea:

Ampatamentul:

Consola fata:

Consola spate:

Ecartamentul rotilor:

Latimea:

Inaltimea:

Garda la sol:

Se adoptă următorii parametrii de greutate:

Greutate proprie:

Greutate totala:

Greutate utila:

Rezultă următoarea repartitia greutatii pe punti și pe roți:

Greutatea repartizată pe puntea din față:

Greutatea repartizata pe puntea spate:

Greutatea repartizata pe o roata a puntii fata:

Greutatea repartizata pe o roata a puntii spate:

Distanta de la centrul de greutate la puntea din spate este:

Distanta de la centrul de greutate la puntea din fata este:

Se aleg pneuri 185/70R15 cu următoarele caracteristici dimensionale:

latimea profilului:

diametrul jantei:

inaltimea pneului:

raza nominala:

raza libera a rotii:

coeficient de deformare a pneului:

raza de lucru (dinamica):

Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Se adopta coeficientul de elasticitate:

Se adopta coeficientul de adaptabilitate:

Calculul coeficientilor

Puterea efectiva:

Momentul efectiv:

N*m

Turatia de moment maxim:

Puterea de moment maxim:

Momentul maxim:

Consumul specific:

Se adopta randamentul efectiv al arderii:

Puterea calorica inferioara:

Consumul orar:

Rezultatele sunt prezentate in Tabelul1.1.

Determinarea vitezei maxime

Se adopta:

coeficientul de formă:

Densitatea aerului:

Coeficientul aerodinamic:

Coeficientul de rezistenta la rulare:

Tabelul 1.1.

Randamentul transmisiei:

Aria suprafeței frontale:

Rezultă:

Putera de viteză maximă este:

Viteza maximă se calculează cu formula:

de unde rezultă

Determinarea rapoartelor de transmitere

Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Raportul de transmitere al transmisiei principale se va determina din conditia realizarii vitezei maxime a autovehiculului în condițiile de viteză maximă.

In relatia de calcul a raportului transmisiei pricipale se definesc urmatorii parametrii:

Turația de viteză maximă:

raportul de transmitere din cutia de viteze in treapta in care se obtine viteaza maxima :

raportul de transmitere normal al cutiei de distributie:

Expresia raportului de transmitere al transmisiei principale este:

Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Raportul de transmitere din treapta I se determina din conditia invingerii rezistentelor maxime la inaintare(urcarea pe rampa maxima) si din conditia de aderenta.

Se adopta:

unghiul pantei maxime:

coeficientul de aderenta:

coeficientul de schimbare a reactiunilor din punti :

coeficientul rezistentei totale a drumului:

Determinarea raportului al treptei I din cutia de viteze:

Se adoptă raportul in treapta a I-a:

Determinarea raportului in treapta a II-a de viteze

-se determina ratia progresiei geometrice:

Determinarea raportului in treapta a II-a de viteze:

Determinarea raportului in treapta a III-a de viteze:

Determinarea raportului in treapta a IV-a de viteze:

Determinarea raportului in treapta a V-a de viteze:

Se adopta:

culul de tracțiune

Repartiția vitezelor pe trepte

Pentru trasarea diagramei repartitiei vitezei pe treptele de viteza se calculeaza viteza autovehiculului pentru fiecare treaptade viteza cu relatia:

[m/s]

Variatia vitezei pe treptele de viteza sunt prezentate in tabelul 1.2.

Tabelul 1.2.

Caracteristica de tracțiune

Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roata reprezintă curbele de variație ale acesteia în funcție de viteza autovehiculului fR = f (va) pentru fiecare treapta a cutiei de viteze utilizată.

Construirea caracteristicii de tracțiune se face pe baza caracteristicii externe a motorului, pornind de la curba puterii efective sau de la curba momentului efectiv, utilizând relațiile pentru forța la roată:

FR = [N] sau FR = [N]

v = [m/s]

Variația parabolică a forței la roată în funcție de viteza automobilului este determinată de caracterul variației momentului efectiv al motorului în funcție de turație.

Caracteristica de tracțiune a automobilului se utilizează atât la studiul performanțelor acestuia cât și la studiul posibilităților de trecere de la o treaptă de viteză la alta.

Valorile caracteristica de tracțiune sunt date în tabelul 1.3.

Tabelul. 1.3.

Caracteristica dinamică

Curbele de variație ale factorului dinamic în funcție de viteza autovehiculului pentru toate treptele de viteza reprezintă caracteristica dinamică. Forța de tracțiune disponibilă Fe = FR – Fa, care se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la accelerare, caracterizează dinamicitatea automobilului, însă nu poate fi utilizată ca un indice de comparație între diferite automobile. Pentru a putea face o apreciere comparativă între performanțele automobilelor, cu greutăți diferite se utilizează un parametru numit factor dinamic.

Raportul dintre forța de tracțiune excedentara (FR Fa) și greutatea totală a autovehiculului Ga reprezintă factorul dinamic care este un parametru adimensional.

D =

Valorile factorului dinamic sunt date în tabelul 1.4

Tabelul: 1.4

Caracteristica de accelerație

Accelerația autovehiculului caracterizează calitățile dinamice deoarece, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare cu atât creste viteza medie de exploatare. Valoarea accelerației autovehiculului aa se poate determina cu ajutorul caracteristicii dinamice utilizând relația factorului dinamic, de unde:

aa = (D ) [m/s2] [4] unde:

coeficientul maselor de rotație

= fcos + sin [4]; pentru = 0o = f = 0,018

= 1 + sau = 1 +

unde: Im momentul de inerție al pieselor care se rotesc cu turația motorului;

IR momentul de inerție al rotii motoare;

= 0,04…0,09 – .

Se adoptă = 0,06 și rezultă:

Rezultatele calculului sunt centralizate în tabelul 1.5.

Tabelul 1.5.

Variația inversului accelerației este necesară pentru determinarea timpului și spațiului de demaraj a automobilului. Valorile numerice sunt date în tabelul 1.6.

Tabelul 1.6.

Timpul și spațiul de demarare

capacitatea de demarare a autovehiculelor este caracterizată de accelerație, însă pentru a avea indici de apreciere mai ușor de utilizat în compararea diferitelor tipuri de autovehicule, este necesară determinarea timpului și spațiului de demarare.

Prin timp de demarare td se înțelege timpul în care autovehiculul, plecând din loc, atinge 0,9 din viteza maximă.

Spațiul de demaraj Sd reprezintă spațiul parcurs de autovehicul în acest timp.

td = ti1 + [5] ; i = 1…n; n numărul de intervale

Sd = Si-1 + (ti ti-1)vi (ti ti-1) [5]

Valorile timpul și spațiul de demaraj sunt date în tabelul 1.7.

Tabelul 1.7.

Bilanțul de putere

Bilanțul de putere al autovehiculelor reprezintă echilibrul dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintarea acestora. Forma cea mai generală este dată în relația de mai jos:

PR = trPe = Pr + Pp + Pa + Pd [kW]

unde:

Pr = Gafvcos – puterea necesară învingerii rezistențelor la rulare [kW];

Pp = Gavsin – puterea necesară învingerii rezistențelor la urcarea pantei [kW];

Pa = kSv3 – puterea necesară învingerii rezistenței aerului [kW];

Pd = – puterea necesară învingerii rezistenței la demaraj [kW];

tr – randamentul transmisiei automobilului.

Făcând înlocuirile necesare relația de mai sus devine:

PR = Gafvcos + Gavsin + kSv3 [kW]

Curbele puterii efective ale motorului, puterii la roată și a celorlalte puteri necesare învingerii rezistențelor la înaintare, în funcție de viteza automobilului sau de turația motorului, reprezintă graficul bilanțului de putere.

Punctul de intersecție dintre curba puterii la roată și curba tuturor puterilor pierdute la învingerea rezistențelor determină viteza maximă a automobilului pentru condițiile date.

Valorile necesare trasării bilanțului de putere sunt date în tabelul 1.8.

Tabelul 1.8.

culul de frânare

Calculul capacității de frânare a automobilului se face pe baza spațiului de frânare minim Sf în funcție de viteză.

Sf min =[m] unde:

Zf = Gacos – suma reacțiunilor normale ale drumului asupra roților frânate;

– coeficientul maselor de rotație în timpul frânării cu motorul decuplat;

v1 – viteza de la care se frânează autovehiculul;

v2 – viteza până la care se frânează autovehiculul;

Particularizând: = 1, forța aerului neglijabilă (Fa = 0), v2 = 0, v1 = va, frânare pe toate roțile (Zf = Gacos), coeficientul de rezistență la rulare f = 0, rezultă relația:

Sf min =[m]

efectuăm calculul pentru următoarele categorii de drum:

și pentru următoarele înclinații ale drumului: = 5o; 0o; +5o

Spațiul de frânare minim ținând cont de rezistenta aerului

Pornind de la relația generală a spațiului de frânare minim (paragraful 2.5.1.) și ținând cont în acest caz de forța de rezistență a aerului, rezultă relația:

Sf min =[m] [4]

Spațiul de oprire

Determinarea spațiului de frânare Sf min s-a făcut în ipoteza că toate frânele intră în acțiune cu forța maximă în momentul apăsării pedalei de frână. În realitate, chiar dacă forțele de frânare ar atinge instantaneu, la toate roțile, valoarea maximă limitată de aderență, durata procesului de frânare și deci a spațiului de frânare este mai mare, datorită timpului necesar reacționării conducătorului și inerției mecanismelor din sistemul de frânare. În figura 1.1. este prezentată diagrama frânării unui automobil, care include variația vitezei va, a forței la pedala de frână QP, a forței de frânare Ff și variația decelerației automobilului af, în funcție de timp.

Soprire = Sf min + Ss = [m]

Ss spațiul suplimentar de frânare [m];

Fig. 1.1.

Ss = va(t0 + t1) ; cu t1 = t1I + t1II

unde: t0 = (0,45…1) [s] timpul de reacție al conducătorului auto;

t1I = (0,2…0,5) [s] timpul ce trece de la începutul cursei utile a pedalei până la începerea acțiunii de frânare;

t1II = (0,1…0,2) [s] întârzierea din momentul începerii dezvoltării forței de frânare până la atingerea valorii maxime.

Se aleg: t0 = 0,7 [s]; t1I = 0,3 [s]; t1II = 0,15 [s] t0 + t1 = 0,7 + 0,3 + 0,15 = 1,15 [s]

Calculul se efectuează pentru = 0o și = 0,2; 0,4; 0,6; 0,8.

Valorile necesare trasării caracteristicilor de frânare sunt date în: tabelul 1.9. și 1.10.

Tabelul 1.9.

Tabelul 1.10.

Calculul de stabilitate

Stabilitatea automobilului este caracterizată de posibilitatea acestuia de a efectua cu ușurință schimbarea direcției de mers, de a menține direcția mișcării dorite și de a se deplasa cu viteze mari fără a se răsturna sau aluneca în direcție transversală. Stabilitatea depinde de forțele care acționează asupra automobilului la mersul rectiliniu și în curbă sau la mersul pe pantă și pe drumuri cu înclinare transversală, de elasticitate pneurilor, de calitatea suspensiei și de construcția generală a automobilului.

Stabilitatea transversală la derapare

Când reacțiunile din planul căii de rulare ajung la limita de aderență sub efectul forțelor transversale începe deraparea. Viteza de derapaj pentru viraj cu raza și viteza este dată de formula:

Fig. 1.2.

vd = [km/h] [4];

în care Rv raza de viraj

Rv = ; i = 40o (fig. 2.3.)

Rv – unghiul de bracare al roții de pe interior

Calculul se face pentru: = 0,2; 0,4; 0,6 ;0,8 și = 5o; 0o; +5o

Valorile acestui calcul sunt date în tabelul 1.11.

Stabilitatea de răsturnare

Viteza critică de răsturnare apare în momentul în care roțile de pe aceeași parte a autovehiculului încep să piardă contactul cu calea de rulare.

Fig. 1.3.

vr = [km/h] [4]

Calculul se face pentru: = 5o; 0o; +5o,

iar Rv max = 180 [m]

Valorile acestui calcul sunt date în tabelul 1.12.

Tabelul 1.12.

CALCULUL CUTIEI DE VITEZE

Subanamblul automobilului, care asigura modificarea vitezei si fortei de tractiune ale automobilului prin modificarea parametrilor puterii de motor este cutia de viteze.

Rezistentele la inaintarea automobilului variaza mult in functie de conditiile de deplasare si corespunzator acestora trebuie modificata si forta de tractiune. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere interna, a caror particularitate consta in faptul ca permit o variatie limitata a momentului motor, respective a fortei de tractiune. Din aceasta cauza, automobilele inzestrate cu motoare cu ardere inrterna trebuiesc sa fie inzestrate cu o cutie de viteze, care trebuie sa corespunda principalelor cerinte functionale si cerintelor constructive si economice.

Principalele cerinte functionale : asigurarea deplasãrii in conditii foarte variate de drum sau teren neamenajat; optimizarea functionãrii motorului pentru cresterea economicitãtii si fiabilitãtii; decuplarea de lunga duratã a motorului de restul transmisiei; obtinerea mersului inapoi al automobilului, fãrã inversarea sensului de rotatie al motorului.

Pe lângã functiile amintite, cutiilor de viteze li se impun o serie de cerinte constructive si economice : sã aibã constructie simplã, robustã si usoarã; sã fie fabricate cu costuri cât mai reduse; sã aibã randament cât mai ridicat; sã fie cât mai fiabile; sã poatã fi intretinute usor; sã functioneze silentios; sã fie comode in deservire.

Având in vedere cã aceastã cutie de viteze trebuie sã echipeze un autoturism, la care rapoartele de transmitere au valori reduse, s-a recurs la alegerea unei solutii constructive de cutie de viteze cu 2 arbori si 5 trepte de vitezã, ultima treaptã de vitezã fiind consideratã supraprizã.

Schema cinematicã a cutiei de viteze cu trei arbori si cinci trepte de vitezã este prezentatã in Figura 2.1 .

metrii principali de proiectare a cutiei de viteze

– momentul maxim al motorului : [daNm]

– raportul de transmitere al reductorului central :

– rapoartele de transmitere pentru treptele:

– raportul de transmitere pentru marsarier:

Fig. 2.1 – Schema de organizare a cutiei de viteze

culul angrenajelor din cutia de viteze

Distanța dintre axele arborilor

=> mm

Se adoptã: mm

Calculul numarului de dinti pentru fiecare treapta in functie de raportul de transmitere al reductorului central

OBSERVATIE: In expresiile rapoartelor de transmitere se va neglija semnul minus provenit din faptul ca angrenarea fiind exterioara,vitezele unghiulare vor avea sensuri opuse.

Numarul de dinti din treapta I :

Pentru rotile cu profilul dintelui in evolventa si unghiul de angrenare

se recomanda:

dinti – in cazul danturii corectate.

Se adopta pentru a se obtine o cutie de viteze compacta: dinti

Din expresia raportului de transmitere din treapta I se obtine:

=> => dinti

Se corecteaza : dinti

OBSERVATIE: Pentru a se asigura o descarcare a lagarelor de fortele axiale se vor adopta ecuatiile:

Numarul de dinti din treapta a II-a :

Se corecteaza :

dinti dinti

Numarul de dinti din treapta a III-a :

Se corecteaza :

dinti dinti

Numarul de dinti din treapta a IV-a :

Se corecteaza :

dinti dinti

Numarul de dinti din treapta a-V a :

Se corecteaza dinti

dinti

In continuare se vor calcula unghiurile de inclinare ale danturilor pentru perechile de roti aflate in angrenare :

Numarul de dinti pentru marsarier :

Se adopta:

=>

=>

=>

Se adopta:

Rezultatele obtinute sunt prezentate in Tabelul 2.1 :

=>

Tabelul 2.1.

=>

=>

Calculul unghiurilor de inclinare ale danturilor

Formula de calcul pentru unghiurile de inclinare ale danturilor este:

Pentru marsarirer:

Se adopta modulul danturii :

Rezulta:

=>

Rezultatele obtinute pentru fiecare treapta sunt prezentate in Tabelul 2.2 :

Se observa ca este satisfacuta inegalitatea :

Calculul roților dințate – treapta I

Se defineste distanta dintre axele arborilor rotilor cutiei de viteze :

mm

Modulul danturii :

=> mm

Se adopta conform STAS 822 : mm

Distanta dintre axe de referinta :

=>mm

Alegerea coeficientilor deplasarilor de profil :

Unghiul de presiune in plan frontal :

Unghiul de inclinare al danturii in plan normal :

[grade]

=>

Unghiul real de angrenare in plan frontal,respectiv normal :

=>

=>

Coeficientul deplasarii totale de profil in plan normal, respectiv in plan frontal :

Se calculeaza urmatoarele involute :

=>

=>

Atunci coeficientul deplasarii de profil este:

=>

Alegerea coeficientului deplasarii de profil pentru pinion in plan normal, respectiv frontal :

=> – in plan normal

=> – in plan frontal

Coeficientul deplasarii de profil pentru roata condusa in plan normal, respectiv frontal:

=> – in plan normal

=> – in plan frontal

Elementele geometrice ale rotilor dintate :

Diametrele cercurilor de divizare :

=> mm

=> ’mm

Diametrele cercurilor de baza :

=> mm

=> mm

Diametrele cercurilor de rostogolire :

=> mm

=> mm

mm

=> Se verifica conditia :

=>

Diametrele cercurilor de cap:

Se defineste profilul cremalierei de referinta cu urmatorii termeni :

[grade]; ; ; ;

=> mm

=> mm

Diametrele cercurilor de picior :

=> mm

=> mm

Unghiul de presiune pe cercul de cap :

=>

=>

Unghiul de inclinare al danturii pe cercul de baza :

=>

Unghiul de inclinare al danturii pe cercul de cap :

=>

=>

Pasul pe cercul de baza :

Modulul danturii in plan frontal :

=> mm

Pasul danturii in plan normal este:

=> mm

Pasul danturii in plan frontal este:

=> mm

Atunci pasul pe cercul de baza este :

=> mm

Arcul dintelui in plan normal (n) , respectiv frontal (t) , in mm :

Pe cercul de divizare :

=> mm

=> mm

=> mm

=> mm

Pe cercul de cap :

Se calculeaza urmatoarele involute :

=>

=>

=>

=>

=>

=>

=>

Elementele rotilor echivalente si angrenajului echivalent :

Numerele de dinti ai rotilor echivalente :

=>

=>

Diametrele cercurilor de divizare ale rotilor echivalente :

=> mm

=> mm

Diametrele cercurilor de baza ale rotilor echivalente :

=> mm

=> mm

Diametrele cercurilor de cap ale rotilor echivalente :

=> mm

=> mm

Distanta dintre axe a angrenajului echivalent :

=> mm

Gradul de acoperire al angrenajului echivalent :

Verificarea conditiilor functional-constructive :

Gradul de acoperire al angrenajului in planele-frontal, suplimentar, total :

-pentru angrenaje exterioare rapide

Coeficientii de latime:

Se considera : mm – latimea rotii .

=>

=>

Conditia de evitare a ascutirii dintelui :

=>

=>

Conditia de evitare a interferentei :

dinti

=>

=>

Viteza periferica pe cercul de divizare :

[rot/min] – turatia maxima a motorului .

=> [m/s]

Alegerea lubrifiantului :

Se va alege in vederea ungerii cutiei de viteze uleiul T 75W/90 EP 3 ,ulei recomandat pentru transmisiile autovehiculelor , multigrad , care satisface conditiile de vascozitate ale claselor SAE cuprinse in intervalul 75W si 90 , aditivat la nivelul EP3 .

Elemente tehnologice :

Alegerea treptei de precizie in care se vor executa rotile :

In functie de destinatia cutiei de viteze – in cazul de fata fiind o cutie de viteze pentru autoturisme – si de viteza periferica a angrenajului , rotile se vor executa in CLASA DE PRECIZIE 6 .

In conditii speciale se distinge Frezarea cu freza melc , iar in conditii normale se disting Rectificarea si Sevaruirea .

Alegerea rugozitatii flancului activ si a zonei de racordare :

In functie de procedeul de prelucrare si de treapta de precizie aleasa se vor alege :

– rugozitatea flancului activ al dintelui : mm

– rugozitatea zonei de racordare : mm

Factorii pentru calculul la contact :

Factorul de elasticitate a materialelor rotilor :

Factorul inclinarii danturii :

Factorul zonei de contact :

=>

Factorul gradului de acoperire :

=>

Factorii pentru calculul la incovoiere :

Factorii de forma ai dintilor :

Factorii de forma ai dintilor se aleg in functie de :

=> se adopta din diagrame :

Factorii de corectie a tensiunii a baza dintilor :

=> se adopta dindiagrame :

Factorul inclinarii danturii :

=> metodica de proiectare a angrenajelor impune :

[grade] =>

=>

Factorul gradului de acoperire :

=>

Facorii de corectie a sarcinii :

Factorul dinamic :

Se defineste factorul regimului de functionare :

– s-au cosiderat socurile din angrenare ca fiind moderate .

In functie de treapta de precizie – respectiv 6 – si de tipul danturii – respectiv inclinata – se definesc urmatorii coeficienti :

si

Cuplul transmis de ambreiaj si preluat de arborele primar al cutiei de viteze este :

[Nm]

Diametrul arborelui primar al cutiei de viteze , respectiv partea extrema a arborelui ambreiajului este:

[m]

Forta corespunzatoare cuplului preluat de arborele primar al cutiei de viteze este :

=> [N]

Raportul de transmitere al treptei I a cutiei de viteze este :

Factorul dinamic se determina cu relatia :

=>

Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii pe latimea danturii pentru solicitarea de contact si de incovoiere :

Factorul

=>

Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii in plan frontal pentru solicitarea de contact si pentru solicitarea de incovoiere :

si

Factorul de angrenare , corespunzator punctului interior de angrenare singulara pentru pinion :

Metodica de priectare a angrenajelor impune pt.

=>

Factorul de angrenare corespunzator punctului interior de angrenare singulara pentru roata condusa :

Pentru

si

se adopta

Rezistentele admisibile pentru solicitarea de contact, respectiv de incovoiere :

Rezistente admisibile pentru solicitarea de contact :

Stabilirea materialelor din care sunt confectionate rotile :

S-a considerat otelul aliat pentru tratament termic (cementare ), utilizat pentru roti dintate solicitate mediu avand urmatoarea marca : 17CrNi16 cu duritaea falncului 60 HRC .

Tensiunile limita la contact , respectiv incovoiere s-au stabilit din diagramele caracteristice metodicii de proiectare a angrenajelor specifice organelor de masini .

[MPa] – tensiunea limita pentru solicitarea de contact .

[MPa] – tensiunea limita pentru solicitarea de incovoiere .

Expresia rezistentei admisibile pentru solicitarea de contact este :

[MPa]

unde:

Factorul de lubrifiere :

Se defineste coeficientul : =>

Vascozitatea cinematica a lubrifiantului la 50[C] este : [mm^2/s]

=>

Se adopta :

Factorul de viteza :

Se defineste coeficientul :

=>

=>

Factorul de rugozitate a flancurilor active :

Rugozitatea relativa medie raportata la o distanta dintre axe de 100 mm este :

si

μm

=> μm

Se defineste coeficientul :

=>

=>

=>

Factorul cuplului de materiale :

Duritatea :

=>

Factorul de marime :

Factorii de durabilitate la solicitarea de contact pentru pinion si pentru roata condusa :

;

Coeficientul minim de siguranta la solicitarea de contact :

Pentru transmisii cu risc sporit de deteriorare sau cand cheltuielile de reparatii sunt mari, se adopta :

Rezulta rezistenta admisibila la solicitarea de contact este :

=> [MPa]

=> [MPa]

Rezistente admisibile pentru solicitarea de incovoiere :

Expresia rezistentei admisibile pentru solicitarea de incovoiere este :

[MPa]

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere la roata etalon de incercat :

Factorii relativi de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de la piciorul dintelui, pentru durata de functionare nelimitata si pentru statica :

Se definesc: – coeficientul de concentrare atensiunii la piciorul dintelui :

– latimea stratului de alunecare de la baza dintelui :

=> ;

=>

=>

=>

Factorul de rugozitate de la piciorul dintelui, pentru pinion, respectiv pentru roata condusa :

Factorul de marime :

Pentru oteluri de cementare sau nitrocarburate pentru care:

mm se adopta :

Factorii durabilitatii la solicitarea de incovoiere pentru pinion , respectiv pentru roata condusa :

;

Coeficientul minim de siguranta la solicitarea de contact :

Pentru transmisii ce functioneaza la turatii mari , se adopta :

Rezulta rezistenta admisibila la solicitarea de incovoiere este :

=> [MPa]

=> [MPa]

Temsiunile efective pentru solicitarea de contact

=>

=>

=>

=>

Verificarea angrenajului la solicitarea de contact si la solicitarea de incovoiere, pentru pinion respectiv pentru roata condusa:

;

;

Elementele geometrice ale rotilor dintate:

Elementele geometrice ale rotilor dintate sunt prezentate in Tabelul 2.3.

Calculul arborilor cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitati la incovoiere si rasucire. Aceste solicitari dau nastere la deformatii elastice de incovoiere si rasucire, care, daca depasesc limitele admisibile, conduc la o angrenare necorespunzatoare (modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire). De aceea, in majoritatea cazurilor, dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta. Calculul arborilor cutiei de viteze cuprinde: determinarea schemei de incarcare a arborilor, calculul reactiunilor din lagare, calculul momentelor incovoietoare si de torsiune, determinarea diametrului si verificarea la rigiditate.

Determinanrea schemei de incarcare a arborilor si calculul fortelor din angrenaje :

Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate.

Aceste forte dau nastere la reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor,a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor.

In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft,una radiala Fr si una axiala Fa,ale caror valori sunt date de relatiile :

; ;

in care: ii este raportul de transmitere de la motor la roata pentru care se determina fortele; α este unghiul de angrenare; β unghiul de inclinare a danturii; rd-raza cercului de divizare al rotii. In Figura 2.2 se prezinta schema de incarcare pentru arborii cutiei de viteze, iar in

Tabelul 2.4 s-au trecut fortele din angrenajele rotilor dintate, respectiv in Tabelul 2.5 fortele, care iau nastere in pinonul transmisiei centrale pe treptele de viteza.

Tinand seama de faptul ca asupra arborilor actioneaza forte in plane diferite, pentru usurarea calculelor, aceste forte se descompun in componente continute in planul format din axele arborilor primar si secundar, si in componente perpendiculare pe acest plan. In mod obisnuit, planul format din axele arborilor cutiei de viteze este un plan vertical, motiv pentru care fortele se descompun in componente verticale si orizontale.

Figura 2.2 – Schema de incarcare pentru arborii cutiei de viteze

Datorita faptului ca la schimbarea treptelor de viteze se modifica atat fortele cat si pozitia rotilor active in raport cu reazemele, se schimba si reactiunile in lagare, ceea ce impune determinarea lor pentru fiecare caz aparte.

Calculul reactiunilor din lagarele cutiei de viteze :

La stabilirea reactiunilor, se considera arborele in echilibru static sub actiunea fortelor Ft, Fr si Fa. In cazul cutiei de viteze cu doi arbori,arborele primar este solicitat de fortele care apar intr-un singur angrenaj,iar arborele secundar de fortele care apar in angrenajul cu arborele primar si de fortele din pinionul transmisiei principale.Reactiunile pentru arborele primar pentru treptele de viteze 1-4 sunt prezentate in Figura 2.3.Reactiunile s-au calculat conform urmatoarelor formule si s-au trecut in Tabelul 2.6.

Figura 2.3. – Reactiunile pentru arborele primar pentru treptele de viteze 1…4

Figura 2.4. – Reactiunile pentru arborele primar pentru trepta a 5-a

Figura 2.5. – Reactiunile pentru arborele secundar, pentru treptele de viteze 1-4

Figura 2.6. – Reactiunile pentru arborele secundar pentru trepta a 5-a de viteza

Arborele primar al cutiei de viteze :

Treapta II

Treapta I

Calculul arborilor cutiei de viteze la incovoiere si torsiune

Cunoscand reactiunile din lagare si distantele dintre rotile dintate si lagare se vor determina momentele de incovoiere M iv , M ih si Mi ca radical din suma patratelor celor doua, intr-o sectiune oarecare.

In general arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiune iar efortul echivalent se determina dupa ipoteza a III-a de rupere cu relatia :

relatie in care : si

iar

Avand in vedere ca :

si =>

Formulele pentru arborele primar:

Figura 2.7 – Fortele pentru arborele primar in planul orizontal

Figura 2.8. – Fortele pentru arborele primar in planul vertical

Formulele pentru arborele secundar:

Figura 2.9- Fortele pentru arborele secundar in planul orizontal

Figura 2.10 – Fortele pentru arborele secundar in planul orizontal

Rezultatele sunt prezentate in Tabelul 3.6.3:

Verificarea la strivire a canelurilor arborelui secundar :

Verificarea se face pentru asamblarea canelata a sincronizatorului in treapta a I-a :

In functie de diametrul rezultata sa ales din STAS 1768-68 o imbinare cu caneluri

8x42x46 , unde :

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

in care, MM este momentul motor maxim; icv-raportul de transmitere pentru trepata considerata; h-inaltimea canelurilor; lc-lungimea asamblarii canelate; z-numarul de caneluri; rm-raza medie a partii canelate.

Calculul de rigiditate :

Solicitarile la incovoiere si rasucire ale arborilor dau nastere la deformatii elastice. Aceste deformatii, in special cele datorate incovoierii, daca depasesc valorile admisibile, conduc la conditii de angrenare necorespunzatoare, iar solicitarile danturii cresc.

De asemenea, datorita deformatiei arborilor, polul de angrenare, osciland in jurul pozitiei teoretice, determina o miscare neuniforma a arborelui condus, fapt ce contribuie la o fuctionare zgomotoasa.

Durata de functionare si lipsa zgomotului in angrenajele cu roti dintate ale cutiilor de viteze depind de marimea sagetilor arborilor din planul de dispunere a rotilor dintate si de marimea rasucirii sectiunii respective.

Daca fv este sageata din planul vertical,datorata fortelor Fr si Fa si fh sageata in planul orizontal,datorata fortei Ft,atunci sageata totala a arborelui este :

Sageata admisibila este :

– pentru treptele superioare;

– pentru treptele inferioare

Relatiile pentru arborele primar :

In planul orizontal :

In planul vertical :

Relatiile pentru arborele secundar :

In planul orizontal :

In planul vertical :

Calculul de alegere a rulmentilor din lagarele cutiei de viteze:

Arborele primar al cutiei de viteze se sprijina pe rulmenti radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axiala. Acesti rulmenti sunt mai ieftini, au un randament ridicat, se monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul exploatarii. Arborele secundar se sprijina pe rulmenti cu role conice care pot prelua sarcini radiale si axiale mari.

Rulmentii se vor alege din cataloage dupa capacitatea de incarcare dinamica si durata de functionare, date de relatia:

[N]

in care: D-este durata de functionare, in milioane rotatii; Q-sarcina echivalenta, in N; C-capacitatea de incarcare dinamica, in N;p-exponent ce depinde de tipul rulmentului.

Durabilitaea, in milioane de rotatii, se poate exprima cu relatia :

in care: Dh-este durata de functionare in ore; n-turatia inelului rulmentului in rot/min.

Prin sarcina echivalenta medie se intelege incarcarea, care actionand asupra rulmentului la turatia echivalenta are aceeasi efect asupra lui ca si exploatarea in regimul stationar. Sarcina echivalenta se poate determina cu relatia :

realtie in care : si

Coeficientii se aleg in functie de tipul automobilului :

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze este :

=> =>

Turatia echivalentã se calculeaza cu relatia:

=>

Durabilitatea rulmentului:

=> =>

=> =>

=>

=> =>

=> =>

Dimensiunile rulmentilor sunt prezentate in Tabelul 2.9. si rezultatele de la calculul rulmentilor in Tabelul 2.10.

STUDIUL ROTULE DE DIRECTIE SI SUSPENSIE

ROLUL, CLASIFICAREA SI ELEMENTELE COMPONENTE ALE ROTULELOR

Rotulele (articulatiile sferice) utilizate in cadrul sistemului de directie si suspensie sunt utilizate pentru amortizarea socurilor pe care le primesc rotile directoare sau rotile prevazute cu suspensii independente; de asemenea, atenueaza loviturile ce se transmit de la calea de rulare la volan.

Constructia rotulelor axiale si radiale

rotulele axiale

1

2 3

Fig.3.1. Rotula axiala

1 – corp articulatie; 2 – caja; 3 – pivot.

Una dintre cele mai frecvente si distructive solicitari la care este supusa rotula axiala este solicitarea de strivire a cajei pivotului; in figura 3.2 sunt reprezentate zonele de maxima solicitare a rotulelor axiale.

Fig. 3.2.

Din punct de vedere al modului de fabricare, rotulele axiale sunt obtinute prin sertizarea la presa a pivotului in corp, procedeu prezentat in figura 3.3.:

Presa superioara

Suportul presei

Pivot

Corpul articulatiei

Fig. 3.3. Sertizarea pivotului in corpul articulatiei

b. Constructia rotulelor radiale

Schema de ansamblu a rotulelor radiale este redata in figura 3.4. Rotulele radiale sunt destinate a prelua sarcini predominant radiale, dar pot prelua si sarcini axiale mici.

Fig. 3.4. Constructia rotulelor radiale

Rotulele radiale pot fi protejate prin izolare cu camasa de neopren, pentru a limita actiunea agentilor chimici, mecanici si climatici asupra functionarii respectivului ansamblu. Modul de protectie al rotulelor radiale este redat in fig. 3.5.

Fig. 3.5. Realizarea izolatiei de neopren

Din punct de vedere constructiv, modul de realizare al rotulelor radiale este similar celui utilizat la rotulele axiale.

Articulatiile sferice mai pot fi clasificate in functie de urmatoarele criterii: forma boltului sferic; cinematica elementelor; modul de eliminare a jocurilor;

Dupa forma, bolturile pot avea capul dintr-o sfera (fig 3.6. a, b, c, e) sau din doua sfere (fig 1.6.d). Acesta din urma reprezinta combinatia dintre doua semisfere de diametre diferite: sfera de diametru mare este de lucru, cea mica e de ghidaj.

Fig. 3.6. Forme de bolturi ale rotulelor

In functie de cinematica, rotulele pot fi clasificate in:

rotule cu cinematica simpla;

rotule cu cinematica complexa.

Toate bolturile sferice au cinematica simpla: la astfel de articulatii, suprafata sferica a boltului efectueaza, in raport cu capul tijei in care este montat, atat o miscare in jurul axei boltului cat si o miscare in jurul axelor care trec prin capul sferei. Prin aceasta, toate miscarile boltului in raport cu capul tijei apar ca glisarea suprafetei sferice fata de pastile, in toate directiile.

La articulatiile cu cinematica complexa, miscarea generala care exista la articulatiile cu cinematica simpla este impartita in doua componente: o componenta o reprezinta miscarea in jurul axei boltului iar a doua componenta este data de glisarea suprafetei sferice in jurul axelor ce trec prin centrul sferei si sunt perpendiculare pe axa boltului.

La miscarea in jurul axei boltului, suprafata de lucru aluneca pe pastile, in timp ce la miscarile in jurul axelor ce trec prin centrul sferei, pastila aluneca in raport cu capul tijei. Aceasta situatie are loc la tija prezentata in figura 3.6.d . La acest tip de articulatie, la miscarea in jurul axei boltului, suprafata lui conica aluneca pe suprafata conica interioara a inelului 1 asezat pe bolt. Rotirea inelului in jurul axei boltului este oprita de stiftul 2 introdus in taietura inelului. Pentru gresarea suprafetelor de lucru ale inelului si boltului pe partea interioara a suprafetei conice a inelului sunt practicate canale de ungere. La miscarea boltului in jurul centrului sferei dupa directiile perpendiculare pe axa boltului, suprafata sferica a inelului gliseaza pe suprafata interioara a tijei.

Dupa modul de eliminare al jocurilor, articulatiile se clasifica in articulatii elastice, la care jocul provocat de uzura sunt compensate automatprin intermediul unui arc (fig. 3.6. a, b, d) sau tip pana, la care jocul e compensat prin intermediul unei suprafete inclinate (fig. 3.6. c). Dupa modul de actiune, arcurile pot fi axiale si radiale.

La articulatia din fig 3.6.a, arcul radial apasa suprafetele sferice ale pastilelor 2 si boltului 1 apasa cu o forta care apare in timpul deplasarii autovehiculului pe un drum cu neuniformitati, si la intoarceri. La acest tip de articulatie, suprafata sferica a boltului este permanent supusa unei forte de 150 – 300 kgf si de aceea, cea mai mica dezaxare a pastilelor poate provoca uzuri rapide si neuniforme. Una dintre cauzele uzurii neuniforme este si valoarea pera mica a unghiului φ – unghiul cu care pastilele imbraca suprafata sferica a boltului.

La articulatiile din figura 3.6.b, d, jocurile se elimina prin arcuri axiale, care actioneaza pe directia axei boltului cu o forta medie (50-60kgf).

Deoarece suprafata de lucru este mai mare iar forta care actioneaza continuu este mai mica, uzura la articulatiile cu arc axial este mai mica, si deci aceasta solutie constructiva este mai avantajoasa atat din punct de vedere al marimii suprafetelor de contact cat si din punct de vedere al fortei care actioneaza continuu.

La articulatiile la care jocul se elimina prin suprafete inclinate, suprafetele de lucru se uzeaza pe portiuni mici. De aceea, la eliminarea jocurilor pe portiuni inclinate, rotirea sferei, care obtine prin uzura forma eliptica, pentru unghiuri mici este ingreunata; de aceea acest tip de articulatie se foloseste mai rar. Suprafetele de lucru ale articulatiilor trebuie gresate regulat; in scopul facilitarii intretinerii lor in exploatare, s-a implementat utilizarea pe scara tot mai larga a articulatiilor cu pastile din materiale plastice, care asigura autogresarea.

INCERCAREA ROTOLELOR DE DIRECTIE ȘI SUSPENSIE

Rotulele de directie si suspensie trebuie, in mod obligatoriu, sa fie supuse incercarilor de anduranta, pentru a putea urmari mai multe repere, si anume:

respectarea de catre producatorul respectivelor subansamble a prescriptiilor tehnice prevazute in buletinele de fabricatie;

verificarea solutiilor tehnologice de fabricatie adoptate de catre fabricantul respectivelor componente;

verificarea conformitatii calculului de dimensionare al ansamblului bieleta-rotula;

identificarea valorilor maximale admisibile ale socurilor statice si dinamice la care pot fi supuse bieletele si rotulele;

verificarea comportamentului la suprasarcini al respectivelor componente;

verificari periodice ale loturilor de piese furnizate de producator;

trasarea diagramelor de fiabilitate.

Dupa locul si modul de desfasurare, incercarile pot fi efectuate pe bancuri de testare sau pe piste special amenajate.

Principalele avantaje ale incercarilor pe bancuri de testare:

se pot realiza, in cadrul aceluiasi laborator, simultan, mai multe tipuri de incercari pentru piese provenite din acelasi lot;

incercarile de anduranta pot fi accelerate prin amplificarea valorilor maximale cu un coeficient de augmentare, calculat prealabil (rolul este de a obtine, intr-un timp relativ redus, efectele care, in conditii normale de exploatare, ar fi obtinute dupa un parcurs de 30.000 – );

costurile aferente incercarii sunt mici;

rezultatele pot fi centralizate si comparate cu ajutorul sistemelor de achizitie si stocare de date;

pregatirea probei necesita putin timp;

parametrii probei pot fi controlati cu o precizie foarte mare;

pe perioada derularii probei, influenta factorului uman este minima, eliminandu-se astfel posibilitatea aparitiei erorilor cauzate de operator; operatorul intervine numai la montarea epruvetei pe banc si la introducerea parametrilor de testare in controller-ul respectivului banc;

proba poate fi imediat oprita la sesizarea unei anomalii sau, in cazul in care sunt sesizate avarii ce pot pune in pericol operatorul, bancul de proba se autodecupleaza, suspendand proba;

se pot simula diverse regimuri statice, dinamice si combinate;

majoritatea standurilor pot fi usor adaptate pentru diferite modele de epruvete;

standurile sunt prevazute cu locasuri pentru amplasarea de senzori suplimentari pentru a putea masura, la nevoie, si alti parametrii in afara celor prescrisi prin caietele de sarcini si procedurile de incercare;

sistemul de fisiere utilizat de controllere si de computerele responsabile cu achizitia de date este perfect compatibil cu cel utilizat si , existand astfel posibilitatea compararii rezultatelor obtinute in aceste laboratoare;

probele sunt repetabile (adica, in caz de nevoie, se pot reface in aceleasi conditii fizico-mecanice si climaterice).

Incercarile pe traseu presupun parcurgerea unui numar de kilometri pe un traseu special amenajat, cu viteza impusa, care alterneaza zone pavate, zone cu macadam, zone astfaltate, obstacole, denivelari, zone cu noroi, zone inundate si pamant batatorit; aceste zone simuleaza toate conditiile ce pot fi intalnite in trafic; ca si la probele pe banc, socurile dinamice induse de rulare sunt amplificate pe baza unor algoritmi, pentru a obtine efectul de imbatranrie accelerata al vehiculelor si echipamentelor aferente lor.

INCERCAREA PE BANCURI A ROTULELOR SI BIELETELOR DE DIRECTIE

Rotulele si bieletele de directie se incearca, de regula, ca si ansamblu; probele la care sunt supuse sunt comune si, de aceea, vor fi numite ai continuare ansamblu bieleta si vor fi tratate ca atare.

Probele relevante pentru bielete sunt:

incercarea bieletelor la eforturi de tractiune – compresiune;

verificarea rezistentei la oboseala la eforturi radiale alternative aplicate in planul longitudinal al vehiculului;

incercarea la socuri compresive;

incercarea la flambaj;

masurarea frecarilor din rotule;

verificarea rezistentei la uzura a ansamblului bieleta;

Incercarea bieletelor de directie la eforturi de tractiune

Scopul incercarii:

Aceasta incercare permite determinarea rezistentei ansamblului bieleta la solicitari de tractiune si compresiune axiala si, de asemenea, observarea rezistentei ansamblului la socuri de compresiune.

Principiul incercarii:

Incercarea presupuneaplicarea asupra bieletei a unei forte sau deplasari axiale de tractiune sau compresiune in conformitate cu valorile prescrise in cadrul caietului de sarcini 31.02.510.

Mijloace tehnice necesare efectuarii probei

Pentru derularea probei sunt necesare urmatoarele mijloace tehnice:

bancul de testare: TemaTEST EFR,.

computer prevazut cu placa de achizitie de date si soft specializat

senzori tensiometrici de efort si traductori mecanici, hidraulici si electrici

Specificatii tehnice necesare derularii probei

Prin natura probei, pentru a putea fi pusa in practica este absolut necesar sa fie indeplinite urmatoarele cerinte:

bancul de testare sa poata dezvolta forte de pana la 50 kN – pentru proba de tractiune – compresiune;

sa poata dezvolta viteze ale actuatorului hidraulic de pana la 2.5 m/s – pentru proba de soc compresiv

Modul de desfasurare al probei

Dupa montarea pe banc a ansamblului bieleta ca in figura 1.7, se efectueaza urmatoarele masuratori:

masurarea rigiditatii statice sub eforturi de tractiune-compresiune;

masurarea rezistentei la eforturi de compresiune;

masurarea comportamentului la flambaj

masurarea rezistentei la socuri mecanice de compresie

Schema de montaj pe stand comuna pentru incercarea ansamblului bieleta la eforturi de tractiune este descrisa in figura 3.7.

Fig. 3.7. Schema generala de asamblare a bieletei pe banc

Fig. 1.8. Modul de fixare al bieletei de direcție pentru încercarea rezistentei la oboseala la o forta axiala alternativa

Masurarea rigiditatii statice sub eforturi de tractiune-compresiune

Dupa pozitionarea bieletei pe stand conform figurii 3.8 respectand cuplurile nominale de strangere, asupra bieletei se aplica 3 cicluri de effort axial alternativ tractiune-compresiune cu o forta de ± 2000N, frecventa de aplicare a fortei trebuie sa fie de 0.04 Hz iar semnalul aplicat trebuie sa fie de tip triunghiular; temperatura ambianta la care se desfasoara proba trebuie sa fie de cca. 20° C.

Fig. 3.9. Forma semnalului aplicat la actuatorul hidraulic

Criteriul de acceptanta:

In urma relevarii diagramei forta – deplasare (fig. 3.10.) , parametrul L (deplasarea totala per ciclu) trebuie sa se incadreze in limitele functionale.

Fig. 3.10. Graficul forta-deplasare obtinut in urma probei de masurare a rigiditatii statice

Prezenta in grafic a palierelor (ceea ce denota jocuri in ansamblul bieleta) este strict interzisa si duce la respingerea respectivei epruvete.

Masurarea rezistentei la eforturi de tractiune

Pentru aceasta proba, se utilizeaza aceeasi schema de montaj a bieletei pe banc ca si la proba anterioara; asupra bieletei se aplica un ciclu de efort axial de tractiune cu o sarcina care se adopta.

Semnalul se aplica cu o frecventa de 0.04Hz timp de 12.5 secunde, dupa o variatie triunghiulara, conform figurii 3.11.

Fig. 3.11. Modul de aplicare al fortei in cadrul probei de rezistenta la tractiune

Proba se finalizeaza prin trasarea diagramei efort deplasare, dupa modelul indicat in fig. 3.12.

Fig. 3.12. Digrama forta – deplasare

Masurarea flambajului ansamblului bieleta

Rolul probei este de a determina caracteristica de flambaj a bieletei si determinarea practica a limitei elastice a materialului de baza din care este confectionata bieleta.

Pentru aceasta proba, bieleta este asamblata conform figurii 1.7. pe stand si asupra ei este aplicata o deplasare axiala in compresiune cu o viteza constanta de / min pana la deformarea completa a ansamblului bieleta. Pe baza fortei aplicate si a deplasarii (deformarii) inregistrate se traseaza pe format ISO A4 diagrama de flambaj; o astfel de diagrama prelevata in laborator este prezentata in figura 1.13.

Pentru validarea probei, pana la atingerea valorii maxime prognozate a fortei de flambaj nu se admite aparitia de fisuri, rupturi, autoextragerea pivotului sau ruperea tijei pivotului.

Masurarea rezistentei la socuri mecanice in comprimesie

Proba presupune existenta a doua bielete asamblate, cate una pentru fiecare criteriu de deplasare axiala ( pe axa X si pe axa Y ).

Una dintre bielete se asambleaza ca in fig. 3.8, respectandu-se valorile de strangere a rotulelor in montajul de masurare. Aceste valori sunt cele utilizate si la asamblarea bieletelor pe vehicul. Asupra bieletei se aplica o deplasare axiala in compresie, de X mm, specificata in documentatia aferenta probei, cu o viteza a actuatorului hidraulic care sa permita asigurarea efectuarii acestei deplasari intr-un interval de 25 ms, deci cu o viteza a actuatorului hidraului cuprinsa intre 1 si 2.5 m/s.

Fig. 3.13. Model de diagrama de flambaj

Se efectueaza achizitia de date si apoi trasarea diagramei efort-deplasare pe perioada impactului dintre actuator si bieleta .

Aceeasi operatie se efectueaza si pentru a doua bieleta, de data aceasta pe axa Y.

Pentru ca bieletele sa treaca testul, trebuie sa fie indeplinite urmatoarele criterii:

la proba pe axa X, dupa impact, bieleta nu trebuie sa prezinte nici o fisura sau amorsa de ruptura;

la proba pe axa Y, dupa impact un trebuie sa apara autoextrageri ale rotulei sau ruperi ale tijei rotulei.

In urma efectuarii probelor se completeaza un raport de incercare, in care trebuie sa apara urmatoarele informatii:

caietul de sarcini / procedura de incercare care normeaza respectiva proba;

reperul piesei, materialul si furnizorul;

descrierea bancului pe care a fost realizata proba;

valorile cuplurilor de strangere si prestrangere;

un tabel cuprinzand criteriile de acceptanta

cate un grafic sau cate o diagrama pe format ISO A4 pentru fiecare proba efectuata;

valorile masurate ale rezistentei/rigiditatii parazite induse de bancul de testare;

note asupra incidentelor (daca acestea au existat).

Incercarea la oboseala a rotulelor de directie si suspensie

Scopul incercarii:

Oboseala este una dintre cauzele cele mai importante ale degradării rotulelor de direcție si suspensie; scopul probei este de a evalua rezistenta la oboseala a ansamblului fuzeta si in special a rotulelor.

Principiul incercarii

Incercarea se efectueaza pentru rotule echipate cu burduf de etansare (cu exceptia rotulelor axiale); adaptarea rotulelor la banc se face prin intermediul unor piese de rigiditate ridicata, care sa respecte dimensiunile si valorile cuplurilor de strangere ale pieselor reale de pe vehicul. Asupra rotulelor se va aplica un efort axial sau radial – functie de tipul rotulei incercate – de amplitudine constanta; principalul defect care se urmareste a apare este ruperea cauzata de oboseala.

Mijloace de incercare

Schemele de montaj a bieletelor pe stand sunt cele prezentate in figurile 3.8, 3.14, 3.15, 3.16, in functie de tipul rotulei verificate(axiala, radiala, bara antiruliu).

Fig. 3.14. Adaptor pentru mǎsurarea rezistenței la obosealǎ la eforturi radiale alternative

Fig. 3.15. Adaptor pentru mǎsurarea rezistenței la obosealǎ la eforturi radiale alternative aplicate in planul longitudinal al vehiculului

Fig. 3.16. Adaptor pentru mǎsurarea rezistenței la obosealǎ la eforturi radiale alternative in cazul barei antiruliu

Mijloace tehnice necesare efectuarii probei

La modul general, incercarea la oboseala a rotulelor necesita:

un suport care reproduce incastrarea in portfuzeta si legaturile cu bieleta de directie si cu bratul suspensiei;

un actuator (cilindru hidraulic) capabil sa dezvolt forte de 10 kN la o frecventa maxima de 10 Hz;

mijloace de masura si dispozitive de siguranta care sa permita sesizarea aparitiei defectelor in rotula incercata.

Modul de lucru

Rotule de directie si suspensie amplasate in bratul portfuzetei

Pivotul rotulei este plasat intr-o piesa care simuleaza portfuzeta, confectionata din otel, redau fidel starea si rigiditatea piesei reale de pe vehicul. Cuplul de strangere al bieletei este cel minimal indicat in planul de operatii; daca sunt supuse incercarii rotule de directie, este necesara respectarea fidela a geometriei piesei montate pe vehicul.

Rotule de suspensie

Rotulele de suspensie, montate pe bratul suspensiei, sunt fixate printr-o piesa rigida care reda fidel conditiile de pe autovehicul; adaptarea bieletei la banc se face prin intermediul pieselor reale din cadrul suspensiei autovehiculului, respectandu-se valorile de strangere indicate in planul de operatii;

rotulele axiale

Acest tip de rotule se incearca fiind incastrate intr-o piesa de legatura extrem de rigida, pentru a evita aparitia eventualelor jocuri cauzate de valorile ridicate ale fortei si frecventei aplicate asupra ansamblului; o conditie esentiala la incercarea acestui tip de rotula este aceea de respectare a geometriei montarii rotulei.

Asupra rotulelor este aplicata o forta, a carui mod de calcul este prezentat in tabelul 1.1. Caracteristic acestei forte este modularea de tip sinusoidal, cu o frecventa de 10Hz.

Rotulele sunt catalogate defecte atunci cand se sesizeaza aparitia urmatoarelor probleme:

fisurarea pivotului rotulei;

fisurarea carcasei sau a talpii (suportului) rotulei;

desertizarea sau slabirea elementelor componente ale ansamblului bieleta-rotula;

deteriorarea carcasei si a elementelor interne ale rotulei;

aparitia scurgerilor de unsoare pe langa burduful rotulei.

Incercarile pot fi efectuate la mai multe valori ale fortei, in scopul trasarii curbei Wolher (curba care indica rata de aparitie a defectelor, la valoarea data a fortei, pe un lot de epruvete).

Incercarile sunt reluate sistematic pana la aparitia ruperii datorate oboselii sau pana la atingerea unui numar de 2.000.000 de cicluri pentru rotule netratate si 4.000.000 de cicluri pentru rotule supuse tratamentelor superficiale.

In buletinul de incercare, care se redacteaza la finalul probei, trebuie sa apara:

actul care normeaza incercarea

reperul piesei, materialul si furnizorul;

descrierea mijloacelor tehnice utilizate;

valorile cuplurilor de prestrangere, strangere si descrierea fortei aplicate asupra apruvetei (amplitudine maxima, modulatie, punct de aplicare).

curba Weibull trasata statistic pentru un lot de 6 epruvete si comparatia cu curba Weibull prevazuta in actul care normeaza incercarea;

toate analizele si notele care pot conduce la interpretarea rezultatelor.

daca apar suspiciuni privind existenta de defecte ascunse, epruvetele pot fi trimise la expertizare radiologica si metalografica, rezultatele acestor expertize fiind anexate raportului de incercare.

Tabelul 3.1. Tipul de incercare specific fiecarei categorii de rotule

Masurarea frecarilor din rotule

Scopul acestei incercari il reprezinta determinarea rezistentelor pasive prin frecare ale rotulelor de directie si suspensie, care se manifesta in timpul proceselor de dezbatere sau basculare.

Masurarea se face la temperatura ambianta (considerata intre 20 si ), la cald () si la rece

(), conform tabelului 3.2.

Tabelul 3.2. Masurarea frecarilor din rotule

Principiul încercării consta in aplicarea asupra rotulei a unei forte alternative de ± 500 N si înregistrarea legii forța-deplasare, in urma căreia se poate determina ușor rezistenta indusa prin frecare de rotula. Măsurătorile așa-numite in gol se efectuează asupra unei rotule sau unui element fara existenta unei preancarcari axiale sau radiale, conform figurii 3.17:

Fig. 3.17. Incercarea rotulei in gol

Măsurătorile se efectuează pe loturi de cel puțin 3 elemente pentru validarea probei.

Masurarea cuplului de rotatie sub sarcina axiala

Proba se efectueaza cu ajutorul unui modul care permite punerea sub sarcina a doua rotule legate intre ele prin pivot sau printr-un element de legatura, ca in figura 3.18.

Fig. 3.18.

Atunci cand valoarea fortei F este maxima, elementul M trebuie pus in miscare de rotatie; se determina valoarea cuplului necesar de actionare, Mt, precum si valoarea unghiului α, si in baza rezultatelor se traseaza legea moment – deplasare unghiulara. Inregistrarea se efectueaza pentru un interval de deplasare unghiulara de 30°.

Inregistrarile se efectueaza pe perechile de axe X-Y, X-Z si Y-Z, rezolvarea sistemului de 3 ecuatii rezultat ducand la obtinerea valorii frecarii in rotula.

Alte modalitati de rigidizare a doua rotula sunt prezentate in figura 3.19 a si b

Fig. 3.19. a

Fig. 3.19.b

Masurarea cuplului de basculare sub sarcina radiala

Mijloace tehnice necesare incercarii

Incercarea presupune existenta urmatoarelor dispozitive:

dispozitiv de aplicare a fortei radiale;

dispozitiv de aplicare a cuplurilor;

aparate destinate masurarii fortelor si debaterilor.

Montajul este cel prezentat in figura 3.20

Fig. 3.20. Montajul de masurare al cuplului de basculare

Modul de determinare al frecarii este similar celui precizat anterior, insa se remarca cateva elemente specifice acestei probe, si anume:

Echipamente necesare aplicarii fortelor:

aparatele destinate aplicarii fortelor sunt de tip GB AUTOMATION, electromecanice;

se utilizeaza motoreductoare de tip VAISAL (sau similare) si o masina de forta tip DUFF – NORTON;

masina de tractiune – compresiune de tip AMSLER

Echipamente necesare aplicarii momentelor

chei dinamometrice calibrate, dotate cu dispozitive de mesura a cuplului;

cilindrii electromecanici de forta.

Dispozitive de masura si inregistrare

captori de efort, cu precizie ± 1%, de tip RENAULT sau SEDEME;

senzori de dezbatere unghiulara si senzori de deplasare liniara, cu precizie ± 1%.

Incercarea la uzura a rotulelor axiale si a rotulei radiale (de pe port-fuzeta)

Încercarea se efectuează la temperatura mediului ambiant, având rotulele asamblate pe dispozitive care reproduc fidel condițiile reale de fixare pe vehicul; in funcție de tipul rotulei, solicitările aplicate pot fi combinații intre următoarele tipuri de solicitări:

forte radiale alternative;

forte axiale alternative;

rotații.

Tipurile de defecțiuni cautate sunt:

uzura coliviei rotulei;

slăbirea sau distrugerea elementelor interne ale rotulei – care pot provoca reducerea momentului de frecare interna;

apariția de jocuri susceptibile a genera funcționarea deficitara a rotulelor.

Mijloace de efectuare a probei

Schemele dispozitivelor utilizate pentru efectuarea probei sunt prezentate in figurile 3.20 in cazul rotulei axiale si 3.21. in cazul rotulei radiale.

Fig. 3.20. Fig. 3.21.

Realizarea încercării presupune:

un suport care sa reproducă fixarea rotulelor pe vehicul si legătura cu cremaliera in cazul rotulei axiale;

un dispozitiv de acționare care sa permită solicitarea bieletelor la 10 kN la o frecventa de maxim 10 Hz, cu modulare sinusoidala a semnalului aplicat;

doua dispozitive de acționare care sa permită reproducerea pe piesa încărcata a debaterilor si a rotațiilor;

mijloace de măsura si protecție care sa permită sesizarea apariției defectelor in piesele încercate.

Modul de desfășurare al probei

a. Rotulele axiale – suportul rigid care simulează fixarea rotulei pe cremaliera trebuie sa respecte geometria cremalierei (diametrul exterior, cotele, etc) si strângerea trebuie sa fie cea nominala.

b. Rotulele radiale – trebuie sa aibă pivotul plasat intr-un suport ce imita port-fuzeta, confecționat din otel si care sa aibă geometria, duritatea, rugozitatea identice cu ale piesei reale.

Montarea rotulelor pe banc trebuie sa se facă ținând cont de geometria montării reale a pieselor pe vehicul; unghiurile de care trebuie sa se tina cont sunt cele prezentate in fig. 3.20. pentru rotula axiala si 3.21. pentru rotula radiala.

Fig. 3.22. Geometria de montare pe stand a rotulei axiale

Unde:

A1 – unghi in planul YZ al vehiculului al axei rotulei axiale in raport cu axa cremalierei;

A2 – unghi egal cu 90 % din unghiul bieletei intre pozitia "soc" a trenului fata in linie dreapta si pozitia A1 din planul YZ;

A3 – unghi egal cu 90 % din unghiul bieletei intre pozitia "rebond" a trenului fata in linie dreapta si unghiul A1 din planul YZ;

A4 – dezbatere unghiulara A4 = A2 + A3

Fig. 3.23. Geometria de montare pe stand a rotulei radiale

Unde:

B1 – unghi in planul YZ al vehiculului al pivotului radial, cuprins intre axa pivotului si verticala ce trece prin centrul sferei rotulei;

B2 – unghi egal cu 90 % din unghiul bieletei intre pozitia "soc" a trenului fata in linie dreapta si pozitia B1 din planul YZ;

B3 – unghi egal cu 90 % din unghiul bieletei intre pozitia "rebond" a trenului fata in linie dreapta si unghiul A1 din planul YZ;

B4 – dezbatere unghiulara B4 = B2 + B3

C – rotatie unghiulara a pivotului rotulei de 30°

Forta ± F aplicata se determina pe baza relatiei , relatie valabila atat in cazul rotulelor axiale cat si in cazul rotulelor radiale.

Daca este posibil, frecventele de aplicare a dabaterilor, fortelor si momentelor trebuie sa respecte valorile indicate in tabelul 3.3:

Tabelul 3.3.

Derularea incercarii

Inaintea desfasurarii probei, la atingerea a 50 % din proba si la sfârșitul probei, trebuie efectuate urmatoarele masuratori:

masurarea cuplului de rotatie si basculare;

masurarea rigiditatii axiale.

Criterii de acceptanta:

cuplurile de basculare si rotatie se depaseasca 0.10 N;

evolutia amplitudinii de deflexie sub 2000 N sa fie de maxim pentru rotula axiala si pentru rotula radiala.

rotulele nu trebuie sa prezinte degradari, deformatii sau uzuri anormale. Daca intervin rupturi se impune analiza metalografica.

Incercarea pivotului la flexiune alternanta

Scopul incercarii este determinarea rezistentei la oboseala a pivotilor rotulei axiale a cremalierei de directie sub un cuplu de basculare.

Principiul incercarii

Sfera rotulei axiale este fixata axial si radial intr-un montaj simuland geometria sertizarii piesei incercate si care asigura o incastrare rigida a sferei; cuplul de basculare va fi aplicat asupra pivotului rotulei axiale.

Schema montajului este redata in figura 3.24.

Mijloacele de incercare cuprind:

un dispozitiv de actionare capabil sa produca un cuplu de 20 Nm;

un traductor de cuplu cu o gama de masurare de 20 Nm;

mijloace de măsurare si securitate capabile sa sesizeze eventualele defecțiuni ale pivoților supuși încercării;

un înregistrator al semnalului de solicitare.

Fig. 3.24. Schema de montaj a rotulei axiale in cadrul probei de rezistenta la flexiune alternanta

Modul de realizare al probei

Încercarea se realizează la temperatura mediului ambiant; cuplul este aplicat cu o frecventa de 15…20 Hz – semnal cu modulare sinusoidala. Valoarea cuplului aplicat va fi adoptata in functie de specificatiile tehnice ale rotulei si de specificatiile caietului de sarcini 31.02.510.

Incercarea andurantei legaturii dintre rotula axiala si cremaliera sub sarcina radiala

Scopul incercarii este de verifica limita elastica si a rezistentei maximale a legaturii dintre rotula axiala si cremaliere sub efort radial.

Principiul incercarii

Rotula este stransa pe cremaliera cu cuplul minim – specificat si cu sistemul de blocare, daca acesta exista; cremaliera este blocata pe un montaj fix, de asa maniera incat montajul sa nu fie afectat de deformatiile rotulei axiale sub efort. Efortul radial este aplicat in centrul rotulei axiale, conform figurii 3.25.

Fig. 3.25. Montajul pentru încercarea anduranței legăturii rotula – cremaliera

In timpul desfasurarii probei se înregistrează legea forța – deplasare, pe un format ISO A4, cu ajutorul unui plotter XY cuplat la sistemul de achiziție de date.

Mijloace tehnice necesare desfasurarii probei

Pentru desfasurarea probei sunt necesare:

un dispozitiv de actionare, cu capacitate de 40 kN

un senzor de efort cu limita 0 – 40 kN

un senzor de deplasare, cu limita 0 –

un plotter XY cuplat la sistemul de achizitie de date.

Modul de desfasurare al probei

Incercarea are loc la temperatura ambianta, efortul este aplicat gradual, cu o viteza de 5 pana la pe minut. Forta se aplica pana la o valoare minima minima Fmin = 1.2 Flim elast , unde Flim elast reprezinta limita de rupere.

Curba forta – deplasare inregistrata este asemanatoare celei din fig. 1.26.

Fig. 3.26. Curba forta – deplasare rezultata in urma probei de anduranta a legaturii rotula – cremaliera

Incercarea rezistentei la smulgere a pivotului

Scopul incercarii

Rolul acestei încercări este de a determina rezistenta maxima la smulgerea prin tracțiune a pivoților rotulelor de direcție si suspensie din carcasele lor, precum si determinarea rezistentei maxime la extruziunea prin împingere a cupelei rotulei. Aceasta procedura de încercare poate fi aplicata si rotulelor bieletelor antiruliu.

Principiul incercarii

Asupra unei rotule asamblate, menținuta rigida prin intermediul unui montaj adecvat, se aplica o solicitare axiala de tracțiune sau de compresiune, perpendicular pe acroșaj si in axa pivotului, in scopul verificării rezistentei la smulgere prin tracțiune a pivotului si a rezistentei sertizării la extruziunea cupelei prin efort de compresiune.

Pentru fiecare din verificări se trasează, separat, legea farta – deplasare.

In conformitate cu prevederile caietului de sarcini 31.02.510, smulgerea pivotului trebuie sa se realizeze prin evazarea colierului carcasei, fara apariția rupturilor de orice fel.

Pentru extruziunea cupelei, defectul cel mai des intalnit consta in ruperea sertizării. Probele se efectuează la temperatura ambianta (aprox. ), la frig ( -40° C) si la cald ().

Mijloace tehnice necesare probei:

Pentru desfășurarea probei, sunt necesare următoarele echipamente:

dispozitiv de tracțiune compresiune capabil sa dezvolte ± 40 kN, la o viteza de deplasare de 5 – 10 mm/min;

traductor de efort cu scala compatibila (0 – 40 kN);

traductor de deplasare (inclus in masina de tractiune – compresiune sau independent);

plotter XY calibrat in unitati de masura convenabile si dispozitiv de achizitie si stocare de date.

montaj mecanic de adaptare potrivit fiecarui tip de rotula si cu o rigiditate mare, care sa nu afecteze desfasurarea probei;

piese de legatura ce pot fi fixate prin filetare pentru traductorii de efort si deplasare.

Desfasurarea probei

Dupa montarea rotulelor pe bancul de testare, asupra lor se aplica forte de tractiune sau compresiune (functie de rezultatul scontat). Schema de dispunere a rotulelor radiale pe bancul de testare este prezentata in figura 3.27. iar a ansamblurilor bieleta – rotula in figura 3.28.

Fig. 3.27. Montarea in vederea testării a rotulelor de direcție si suspensie

Fig. 3.28 Montarea in vederea testării a ansamblului bieleta – rotula.

De asemenea, pot fi încercate si alte tipuri de rotule de direcție (fig. 3.29), precum si rotula de la cremaliera (fig. 3.30.).

Fig. 3.29. Diverse tipuri de rotule de directie ce pot fi testate

Fig. 3.30. Rotula cremalierei de directie

Scopul principal al probei consta in determinarea limitei de rezistenta la smulgere – extruziune, dar si in determinarea legii forta deplasare. Ca si in cazul celorlaltor tipuri de probe, finalitatea acestei incercari consta in redactarea unui buletin de verificare, care contine:

actul care normeaza incercarea

reperul piesei, materialul si furnizorul;

descrierea mijloacelor tehnice utilizate;

toate analizele si notele care pot conduce la interpretarea rezultatelor.

diagrama legii forta-deplasare;

Incercarea etanseitatii elementelor trenului fata la improscarea cu noroi

Aceasta incercare are ca scop verificarea rezistentei la oboseala a burdufurilor de etansare a rotulelor, precum si verificarea etanseitatii rotulelor in conditiile improscarii cu noroi.

Elementele supuse probei sunt trenul fata sau spate, impreuna cu toate elementele componente (rotule de directie si suspensie, barele antirului, elementele pneumatice de corectare a asietei, elementele amortizoare, bucse, cremaliere, etc).

Incercarea, efectuata pe un banc cu 3 cilindri hidraulici prezentat in figura 3.31, consta in dezbaterea elementelor suspensiei si in virarea fara sarcina, in conditiile improscarii cu noroi pe directia trenului fata respectiv trenului spate. Principalele defecte urmarite sunt:

interferenta burdufurilor de etansare cu alte piese din apropiere, ceea ce le poate cauza uzura prematura sau ruperea;

ruperea, fisurarea sau deteriorarea partiala a burdufurilor;

patrunderea apei intre burduf si pivot;

pierderea etanseitatii amortizoarelor sau a camerelor pneumatice de corectare a asietei;

deteriorarea elementelor de protectie a arcurilor elicoidale.

Mijloace tehnice necesare probei

Pentru derularea probei, sunt necesare:

o caroserie de vehicul pe care se afla montat trenul fata sau/si trenul spate, cu tot ceea ce apartine de ele;

un element hidraulic rotativ, cuplat cu caseta de directie, care asigura bracarea rotilor si care poate asigura o cursa de la o frecventa de cel mult 1 Hz;

doi cilindri hidraulici, cu posibilitatea efectuarii unei curse de la o frecventa de maxim 1 Hz, cuplati cu sistemul de suspensie pentru a-i asigura dezbaterea;

un modulator de amplitudine si frecventa pentru reglarea sistemelor hidraulice de actionare

un numarator digital, pentru numararea ciclurilor efectuate.

Ansamblul caroserie – tren fata sau spate este introdus in camera de testare, camera inchisa ermetic, si asupra ei se proiecteaza, pe directia elementelor vizate de proba, jeturi de noroi cu o viteza de 5 m/s. Jeturile sunt astfel proiectate incat acopera intreaga suprafata a trenului fata.

Compozitia noroiului (pentru de apa) este urmatoarea:

milisil E1 cu o granulatie cuprinsa intre 74 si 105 μm ……………….40 g

milisil C300 cu granulatie de 15 μm………………………………….40 g

caolin………………………………………………………………….15 g

precipitat de carbonat de calciu pur……………………………………5 g

sare gema……………………………………………………………..20 g

clorura de calciu………………………………………………………10 g.

Fig. 3.31. Camera de improscare cu noroi

Incercarea presupune doua faze:

in prima faza, are loc actionarea numai a cilindrilor hidraulici (deci bracajul rotilor si dezbaterea suspensiei); in total se efectueaza 150.000 debateri ale suspensiei si 60.000 bracaje.

in faza a doua, are loc un ciclu de 7 ore de improscare cu noroi, in paralel cu virarea rotilor si dezbaterea suspensiei; 4 ore de uscare la temperatura de 45° C cu sistemele hidraulice blocate in pozitie medie urmate de inca o ora de dezbatere a suspensiei si virare a rotilor fara improscare.

La sfarsitul probei se efectueaza diagnosticarea vizuala si mecanica a elementelor vizate si se intocmeste raporul de incercare.

Calcul si constructia puntii motoare :

Calculul transmisiei principale:

Transmisia principala cuprinde toate mecanismele care realizeaza o demultiplicare a turatiei motorului. Rolul este de a marii momentul motor primit de la cutia de viteze si de a-l transmite prin intermediul diferentialului si arborilor planetari rotilor motoare. Dupa numarul angrenajelor se deosebesc transmisii principale simple si transmisii principale duble.

La acest autoturism se alege o trasmisie principala simpla, deoarece raportul de transmitere i0 nu este foarte mare si se poate realiza intr-o singur angrenaj. Deoarece motorul este dispus transversal se va ultiliza un angrenaj cu roti dintate cilindrice.

Calulul rotilor dintate din transmisia principala-

Calcul de dimensionare:

Pentru rotile dintate se alege un otel de cementare , cementat, 17 CrNi 16, cu

urmatoarele caracteristici mecanice :

; ; ;

; m

Numarul de dinti ai pinionului si ai rotii conduse :

Se adopta :

1.2 Raportul total de angrenare i :

=>

Factori pentru calculul la contact :

Factorul de elasticitate a materialelor rotilor :

=>

Factorul zonei de contact :

=>

Factorul gradului de acoperire :

=>

Factorul inclinarii danturii :

=>

Factorii pentru calculul la incovoiere :

Numerele de dinti ai rotilor echivalente :

=>

=>

Coeficientii deplasarilor de profil in plan normal :

=>

Factorii de forma a dintilor :

=>

Factorii de corectie a tensiunii la baza dintilor :

=>

Factorul gradului de acoperire :

=>

Factorul inclinarii danturii :

=>

Factorii de corectie a sarcinii :

Factorul regimului de functionare KA :

Factorul dinamic Kν :

Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii pe latimea danturii, pentru solicitarea de contact si pentru solicitarea de incovoiere :

=>

Factorii de repartizare neuniforma a sarcinii in plan frontal pentru solicitarea de contact si pentru solicitarea de incovoiere :

=>

=>

Rezistentele admisibile pentru solicitarea de contact :

Factorul de lubrifiere, factorul de viteza, si factorul de rugozitate a flancurilor active :

Factorul cuplului de materiale :

Factorul de marime :

Factorii de durabilitate la solicitarea de contact pentru pinion si pentru

roata condusa :

Rezistentele admisibile pentru solicitarea de incovoiere :

Factorul de corectie a tensiunii de incovoiere la roata etalon de incercat :

Factorul relativ de sensibilitate la concentratorul de tensiuni de la piciorul dintelui :

Factorul relativ al rugozitatii zonei de racordare de la piciorul dintelui :

Factorul de marime :

Factorii de durabilitate la solicitarea de incovoiere :

Coeficientul minim de siguranta la solicitarea de incovoiere :

Distanta dintre axe la predimensionare :

Coeficientii de latime :

Distanta dintre axe din conditia de rezistenta la solicitarea de contact :

Se alege valoarea mai mare :

Latimile preliminare ale rotilor :

Modulul danturii :

mm

Se adopta conform STAS 822 :

mm

Distanta dintre axe de referinta :

mm

Se verifica : pentru :

inegalitatea :

Alegerea coeficientilor deplasarilor de profil :

Unghiul de presiune in plan frontal :

Unghiul de inclinare al danturii in plan normal :

[grade]

Unghiul real de angrenare in plan frontal,respectiv normal :

Coeficientul deplasarii totale de profil in plan normal , respectiv in plan frontal :

Se calculeaza urmatoarele involute :

Atunci coeficientul deplasarii de profil este:

Alegerea coeficientului deplasarii de profil pentru pinion in plan normal, respectiv frontal :

Din conditia de rezistenta maxima la solicitarea de contact se alege :

– in plan normal

– in plan frontal

Coeficientul deplasarii de profil pentru roata condusa in plan normal , respectiv frontal:

– in plan normal

– in plan frontal

Elementele geometrice ale rotilor dintate :

Diametrele cercurilor de divizare :

mm

mm

Diametrele cercurilor de baza :

mm

mm

Diametrele cercurilor de rostogolire :

mm

mm mm

Se verifica conditia :

Diametrele cercurilor de cap:

Se defineste profilul cremalierei de referinta cu urmatorii termeni :

[grade];

;

;

;

mm

mm

Diametrele cercurilor de picior :

mm

mm

Unghiul de presiune pe cercul de cap :

Unghiul de inclinare al danturii pe cercul de baza :

Unghiul de inclinare al danturii pe cercul de cap :

Pasul pe cercul de baza :

Modulul danturii in plan frontal :

mm

Pasul danturii in plan normal este:

mm

Pasul danturii in plan frontal este:

mm

Atunci pasul pe cercul de baza este :

mm

Arcul dintelui in plan normal (n) , respectiv frontal (t) , in mm :

Pe cercul de divizare :

mm

mm

mm

mm

Pe cercul de cap :

Se calculeaza urmatoarele involute :

Elementele rotilor echivalente si angrenajului echivalent :

Numerele de dinti ai rotilor echivalente :

Diametrele cercurilor de divizare ale rotilor echivalente :

mm

mm

Diametrele cercurilor de baza ale rotilor echivalente :

mm

mm

Diametrele cercurilor de cap ale rotilor echivalente :

mm

mm

Distanta dintre axe a angrenajului echivalent :

mm

Gradul de acoperire al angrenajului echivalent :

Verificarea conditiilor functional-constructive :

Gradul de acoperire al angrenajului in planele – frontal, suplimentar, total :

-pentru angrenaje exterioare

Se considera :

mm – latimea rotii .

Conditia de evitare a ascutirii dintelui :

Conditia de evitare a interferentei :

dinti

Calculul diferentialului :

Diferentialul utilizat este un mecanism planetar cu roti conice, montat intre transmisia principala si transmisia la rotile motoare, care permite obtinerea de viteze unghiulare diferite la rotile punti. Elementele componente (Figura 4.2.1) sunt :pinioanele planetare 2 si 6,fixe pe arborii planetari 1 si 7 al transmisiilor la rotile motoare ,satelitii 5,aflati permanent in angrenare cu rotile planetare 2 si 6,bratul portsatelit(axul) 4 si carcasa 3 a diferentialului.

Figura 4.1 – Schema cinematica a diferentialului simplu simetric cu roti dintate conice

Elementul conducator al mecanismului este bratul portsatelit 4 care primeste fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.

Calculul rotilor planetare si a satelitilor:

Se adopta :- modulul pentru roti:

– numarul de dinti ai satelitului:

– numarul de dinti a rotii planetare:

– latimea rotilor:

Unghiurile conurilor de divizare:

Diametrele cercurilor de varf:

Lungimea exterioara a generatoarei conului de divizare:

Lungimea mediana a generatoarei conului de divizare:

Inaltimea capului de divizare al dintelui la cele doua roti:

Se adopta:

Inaltimea piciorului de divizare a dintelui, la cele doua roti:

Inaltimea dintelui la exterior:

Diametrele cercurilor de cap:

Diametrele cercurilor de picior:

Unghiul capului la cele doua roti:

Unghiul capului la cele doua roti:

Unghiurile conurilor de cap:

Unghiurile conurilor de picior:

Lungimea exterioa a generatoarei conurilor de cap:

Lungimea exterioara a generatoarei conurilor de picior:

Calculul axului satelitilor:

Figura 4.2 – Schema de calcul a diferentialului

-momentul maxim al motorului

-raportul de transmitere al treptei I

-raportul de transmitere al transmisiei principale

-numarul de sateliti

-diametrul axului satelitilor

-raza medie a conului de divizare

-grosimea satelitului

-grosimea carcasei

-bratul fortei

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitilor si satelit:

[N/mm^2]

[N/mm^2]

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitilor si carcasa:

[N/mm^2]

[N/mm^2]

Efortul unitar de forfecare:

[N/mm^2]

[N/mm^2]

Calculul arborilor planetari

Puntea motoare trebuie sa transmita fortele de impingere si franare, momentul reactiv si cel de franare la rotile motoare la cadrul automobilului. In acelasi timp puntea motoare trebuie sa asigure o functionare a tuturor mecanismelor montate pe aceasta: reductorul central, diferentialul si transmisa la rotile motoare.

Puntea motoare trebuie sa asigure urmatoarele cerinte:

– sa asigure o inaltime de gabarit minima;

– sa asigure transmiterea fortelor intre cadrul automobilului si rotile motoare

– sa asigure transmiterea momentului motor la roata pastrand aderenta cu solul indiferent de viteza de rulare sau conditiile de carosabil.

– sa reduca sau sa anuleze efectul oscilatiilor autovehicului care ruleaza pe orice drum contribuind la mentinerea unui nivel de confort impus prin normative in vigoare.

Din considerente dinamice si sportive s-a adoptat solutia constructivã „totul fata”, cu motorul dispus transversal. Reductorul central este de tipul cilindric cu danturã înclinatã, diferential, arbori planetari, de lungime inegalã, cu articulatii de tipul „tripod”, asamblati prin caneluri

Deoarece s-a adoptat tipul arborilor planetari total descarcati solicitarea la care sunt supusi acesti arbori este torsiunea.

Reactiunile normale se determina de la greutatea static repartizata pe puntea motoare fata.

Greutatea static repartizata pe puntea fata:

Ampatamentul:

Unghiul de trecere:

Inaltimea centrului de greutate:

Coeficientul de aderenta:

Raza rotii:

Calculul arborilor planetari:

[Nmm]

Diametrul arborilor planetari :

[Nmm^2]

[mm]

Se adopta:

[mm]

[N]

– momentul de rãsucire:

[Nmm]

[Nmm^2]

Deoarece fortele care actioneaza asupra rotii motoare sunt dependente de regimul de deplasare al automobilului,calculul se va face in cele patru regimuri caracteristice :

-regimul tractiunii(transmiterea fortei de tractiune maxima);

-regimul franarii;

-regimul deraparii;

regimul trecerii peste obstacole.

Regimul transmiterii fortei de tractiune maxime :

Reactiunile normale se determina de la greutatea static repartizata pe puntea motoare fata.

Coeficientul de incarcare dinamica a reactiunilor este :

Rezulta reactiunile normale sunt:

[N]

Reactiunile tangentiale se determina in functie de posibuilitatile de tractiune ale motorului:

[N]

Regimul franarii :

Distanta de la centrul de greutate la axa puntii fata este :

[mm]

Coeficientul de schimbare dinamica a reactiunilor este:

Reactiunile normale sunt:

[N]

Reactiunile tangentiale sunt :

[N]

Regimul deraparii :

[mm]

Roata din stanga:

Reactiunea normala :

[N]

Reactiunea laterala :

[N]

Roata din dreapta :

Reactiunea normala :

[N]

Reactiunea laterala :

[N]

Regimul trecerii peste obstacole :

[N]

[N]

Calculul fuzetei

Regimul franarii:

Regimul deraparii:

Regimul treceriii peste obtacole:

Procesul tehnologic pentru prelucrarea mecanica a unei roti dintate din cutia de viteza

BIBLIOGRAFIE

Campianu O., Soica A., “Incercarea si omologarea autovehiculelor” , Reprografia Universității Transilvania, Brașov – 2004

Untaru M., Seitz N., Frățilă Gh., ș.a. “CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AUTOVEHICULELOR” , Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1982

Câmpianu V., s.a. “AUTOMOBILE”, Reprografia Universității Transilvania, Brașov 1989

Untaru M., Câmpian V., “CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AUTOVEHICULELOR” , Reprografia Universității Transilvania, Brașov 1989

Untaru M., Tabacu I. s.a. “Dinamica autovehiculelor pe roti”, Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1981

Buzdugan Gh. “Rezistenta Materialelor”, Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1975

Proceduri de incercare si caiete de sarcini specifice Laboratorului Baza Rulanta

“Technisches Taschenbuch” – INA SCHAEFFLER

BIBLIOGRAFIE

Campianu O., Soica A., “Incercarea si omologarea autovehiculelor” , Reprografia Universității Transilvania, Brașov – 2004

Untaru M., Seitz N., Frățilă Gh., ș.a. “CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AUTOVEHICULELOR” , Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1982

Câmpianu V., s.a. “AUTOMOBILE”, Reprografia Universității Transilvania, Brașov 1989

Untaru M., Câmpian V., “CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AUTOVEHICULELOR” , Reprografia Universității Transilvania, Brașov 1989

Untaru M., Tabacu I. s.a. “Dinamica autovehiculelor pe roti”, Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1981

Buzdugan Gh. “Rezistenta Materialelor”, Editura Didactică Și Pedagogică, București – 1975

Proceduri de incercare si caiete de sarcini specifice Laboratorului Baza Rulanta

“Technisches Taschenbuch” – INA SCHAEFFLER