ELEMENTE DE PROIECTARE A PUNȚII FAȚĂ DESTINATE UNUI VEHCUL AUTOUTILITAR [306485]

UNIVERSITATEA TEHNICĂ “GHEORGHE ASACHI” DIN IAȘI

FACULTATEA DE MECANICĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

Absolvent: [anonimizat]-PETRICĂ CREȚU

Conducător științific: Conf. Univ. Dr. Ing. Adrian Sachelarie

2020

UNIVERSITATEA TEHNICĂ “GHEORGHE ASACHI” DIN IAȘI

FACULTATEA DE MECANICĂ

ELEMENTE DE PROIECTARE A [anonimizat] ([anonimizat], [anonimizat]), [anonimizat]-[anonimizat]. Noțiunile din prezenta lucrare se limitează la o categorie de autovehicule mai exact autovehiculele autoutilitare.

[anonimizat].

[anonimizat].

CUPRINS:

Capitolul I.

Considerații generale

1. [anonimizat]

2. Tipuri constructive de punți față

3. Transmisia principala: – [anonimizat]

4. Elementele puntii fata: – [anonimizat]

– Fuzeta (Rol functional si solicitarile piesei) si pivotii (Rol functional)

Capitolul II.

Calculul punții față. Forțe ce intervin asupra punții

1. Dimensionarea arcului bara de torsiune

2. Calculul arcului bara de torsiune

3. Calculul amortizoarelor hidraulice telescopice

4. Forțe ce intervin asupra punții

Capitolul III.

Calculul dinamic

TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze puntea fata motoare a vehicului cu urmatoarele caracteristici:

-Putere: P=129 [kW]

-Turatie la putere maxima: np=6000 [rot/min]

-Momentul: M=237 [Nm]

-Turatia la moment maxim: nM=2800 [rot/min]

-Lungimea autovehiculului: L=4660 [mm]

-Latimea autovehiculului: l=1880 [mm]

-Inaltimea autovehicululi: h=1844 [mm]

– Ampatamentul: A=3000 [mm]

-Ecartament fata: Ef=1620 [mm]

-Ecartament spate: Es=1530 [mm]

-Masa autovehiculului: Ma=2700 [kg]

-Viteza maxima: Vmax=187 [km/h]

-Pneuri: 215/60 R16

CAPITOLUL I

PUNTE FAȚĂ. [anonimizat];

Permit schimbarea direcției de deplasare a automobilului;

La automobilele cu tracțiune integrală sau la cele organizate dupa solutția „totul în față” [anonimizat].

În cazul soluției „totul in fata” se utilizeaza urmatoarele pozitii ale motorului:

a) cu motorul asezat longitudinal in spatele rotilor din fata;

b) cu motorul asezat longitudinal inaintea rotilor din fata;

c) cu motorul asezat longitudinal intre roti;

d) cu motorul asezat transversal.

Conditiile ce trebuie satisfacute de punte fata sunt:

Sa asigure o cinematica corecta a rotilor in timpul oscilatiei caroseriei;

Sa asigure o buna stabilitate a rotilor de directie;

Sa asigure manevrarea usoara a automobilului si o uzura cat mai mica a partilor componente;

Sa aiba o greutate proprie mica pentru a reduce cat mai mult greutatea proprie a autovehiculului;

Sa fie suficient de rezistenta si sigura in exploatare.

Clasificarea punților față:

Dupa rolul pe care îl au:
– punți de directie,
– punți de direcție si motoare.
Dupa tipul mecanismului de ghidare:
– rigide, cu oscilatia dependenta a roților,
– articulata, cu oscilația independenta a roților.

Constructiv, puntea rigida se obtine prin articularea fuzetelor cu ajutorul pivotilor de grinda rigida, ghidata fata de cadrul sau caroserie de obicei prin intermediul arcurilor in foi ale suspensiei.

Puntea din față rigida nemotoare se compune din grinda, avand la capetele articulate prin pivoți, fuzetele.

Pentru coborarea centrului de greutate al automobilului, grinda punții are partea centrala coborata in jos. Pentru obtinerea unei rigiditati mari la greutati mici, forma secțiunii grinzii este de dublu T (la unele punti se utilizeaza sectiuni tubulare, iar capetele, realizate separate, sunt fixate prin presare sau sudura). Transmiterea momentului motor la roți se face printr-o transmisie homocinetica bimobila, formată din arborele planetar, cuplajul unghiular de tip Weiss si arborele condus. Grinda rigida in cazul puntilor motoare este inlocuita printr-un carter, legat prin articulatiile cilindrice de fuzeta. Pe fuzeta tubulara se monteaza, prin rulmentii conici, butucul rotii, intr-o solutie de arbori planetari total descarcati de momentele incovoietoare.

Puntea din față articulata nemotoare este compusa din mai multe brate fixate de cadru sau de caroserie formand o suspensie independenta pentru fiecare roata.

TIPURI CONSTRUCTIVE DE PUNTE FAȚĂ

Dupa tipul mecanismului de ghidare al roților, puntile pot fi rigide, semirigide sau fracționate (articulate).

Fig. 1. Influența punți rigide asupra ghidajului și poziției automobilului

Influența punții rigide asupra ghidajului și pozitției automobilului

Fig. 2. Punte față fracționată

Schemele cinematice pentru mecanismele de ghidare ale punților rigide:

a) cu arcuri lamelare;

b) cu doua mecanisme patrulater dispuse longitudinal si bara Panhard;

c) grinda trasa cu articulatie dispusa in planul median al automobilului.

a) b)

c) b)

c)

Fig. 3. Schemele cinematice pentru mecanismele de ghidare ale punților rigide

Schemele punților semirigide:

a) grinda cu trasa coaxiala cu axele rotilor;

b) grinda cu trasa in forma de H;

c) grinda cu trasa coaxiala cu axele articulatiilor

a) b) c)

Fig. 4 Schemele punților semirigide

Scheme mai raspandite de punți fracționate:

a) brațe transversale alaturate;

b) brațe transversale in prelungire;

c) mecanism patrulater (brate transversale suprapuse);

d) mecanism McPherson;

e) brate longitudinale trase sau impinse;

f) mecanism patrulater longitudinal.

Fig. 5 Scheme mai raspăndite de punții fracționate

B. Dupa capacitatea de a realiza autopropulsarea automobilului puntile pot fi motoare si nemotoare.

Punții nemotoare rigide

Compunerea de baza a punților rigide

Puntea de direcție rigida este compusa din grinda, pivoți și fuzete. În cazul punților de direcție și motoare, pivotul cilindric este fractionat in doua (pivotul superior si pivotul inferior), iar sectiunile grinzii si ale arborilor fuzetelor sunt tubulare pentru a permite montarea arborilor planetari.

Fig. 6. Puntea față rigidă nemotoare:

1-fuzeta

2-grinda punții

3-pivotul fix în pumnul grinzii

4-rulmentul axial pentru transmiterea forțelor verticale

5-lagarul dintre brațul inferior al fuzetei și pivot

6-surub pana pentru blocarea pivotului în grinda

Punți față nemotoare fracționată

Fig. 7. Punte față nemotoare fracționată

Punți față nemotoare cu patrlater transversal cu brațe neegale (VW)

Punte față nemotoare cu patrulater transversal și

distanta mare dintre pivoți:

4-braț inferior

5-fuzeta

6-brat superior

7-pivot inferior

8-pivot superior

9-flansa butuc roata

29-levier fuzeta

34-disc ventilat

43-janta roata

Fig. 8. Punte față nemotoare cu patrulate. Transversal si distanta mare între pivoți.

Punte față nemotoare cu patrulater transversal și braș inferior lung (Bentley Shadow)

Fig. 9. Punte față nemotoare cu patrulater transversal și braț inferior lung

Punte față cu patrulater transversal cu brațe neegale și dispunere orizontala a grupurilor elastoamortizoare (Renault SPIDER)

Fig. 10. Punte față cu patrulater transversal cu brațe neegale și dispunere orizontala a grupurilor elastoamortizoare

Punte față cu patrulater transversal si arc lamelar transversal (FIAT)

1- Arc lamelar transversal

2- Tampon elastic

Fig.11. Punte față cu patrulater transversal și arc lemelar transversal

TRANSMISIE PRINCIPALĂ

Rolul transmisiei principale

Transmisia principala cuprinde toate mecanisemele din punte care realizeaza o demultiplicare a turatiei motorului.

Rolul transmisiei principale este de a mari momentul motor primit de la transmisia longitudinala sau de la arborele primar al cutiei de viteze si de a-l transmite, prin intermediul diferentialului si arborilor planetari, la rotile motoare, ce se rotesc in jurul unei axe dispuse sub un unghi de 90 grade fata de axa longitudinala a automobilului.

Amplificarea momentului motorului cu un raport de transmitere de regula constant, numit raportul de transmitere al puntii motoare, reprezinta adaptarea cinematica necesara impusa de conlucrarea motor-transmisie. Pentru a realiza aceasta functie, prin constructie transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesara a raportului de transmitere este cuprinsa in intervalul de valori 3..5, transmisia principala este constituita dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple.

Adaptarea geometrica a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune directionarea lui de la axa in jurul careia se roteste arborele cotit al motorului la axa transversala a automobilului, in jurul careia se rotesc rotile motoare. Aceasta functie se poate face in transmisia principala prin tipul folosit de angrenaj si anume angrenaje cu axe ortogonale in cazul dispunerii longitudinale a motorului si angrenaje cu axe paralele la dispunerea motorului transversal.

Construcția transmisiei principale

La automobilele la care motorul este dispus longitudinal, pentru constructia transmisiei principale se folosesc angrenaje de tipul roti dintate conice sau hipoide, iar la aumobilele cu motorul transversal, angrenaje cu roti dintate cilindrice.

In figura 1.1 se prezinta o schema cinematica de organizare a unei transmisii principale simple cu roti dintate conice. Elementul conducator al angrenajului este pinionul de atac 2, iar elemental condus este roata dintata 3, cu care se afla permanent in angrenare . Fluxul de putere este primit de pinion prin arborele 1 si flansa 9 de la transmisia longitudinala in cazul organizarii clasice a transmisiei, sau direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, in celelalte moduri de organizare a transmisiei. Roata condusa 3, numita si coroana diferentialului, este solidarizata prin suruburile 6 de carcasa diferentialului 7, caruia ii transmite fluxul de putere, de unde, segmentat aceste este transmis mai departe prin arborii 8 spre rotile motoare. Intreg ansamblul este montat, prin lagare cu rulmenti in carterul 4, numit carterul puntii motoare.

În afara realizarii conditiilor de adaptare cinematica si geometrica a fluxului de putere, pentru asigurarea calitatilor functionale, in transmisia principala se prevad o serie de soluții constructive prinvind ripul danturii, rigiditatea constructiei, compensarea uzurilor si pozitionarea relativa a roților.

Dintre tipurile de danturi ale rotilor conice, generalizare au primit-o angrenajele conice cu dantura curba. Dantura curba, fata de celelalte tipuri de danturi, asigura:

La rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarit de pana la de doua ori mai mici

Cresterea gradului de acoperire, cee ace se traduce in functionare mai linistita si durabilitate sporita.

Diminuarea sensibilitatii la deplasari relative ale rotilor, ca urmare a deformatiilor elastice ale ansamablului in timpul functionarii, prin posibilitatea eliminarii concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple.

Dintre transmisiile principale cu dantura curba, cea mai larga raspandire o au cele cu dantura in arc de cerc, cunoscuta sub numele de dantura Gleason, aceasta bucurandu-se si de avantajul prelucrarii danturii de pe masini-unelte de mare precizie. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantura in arc de cerc in constituie prezenta unor eforturi axiale mari, care isi schimba sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Avand in vedere ca aceasta situatie este de scurta durata, atat sensul cat si valoarea fortelor axiale sunt acceptabile.

Angrenajele conice sunt foarte sensibile in cee ace priveste conditiile de montaj, in sensul asigurarii angrenarii corecte. In cazul cand varfurile conurilor celor doua roti coincide, diferenta fiind de ordinal zecimilor de milimetri, apar concentrari de forte pe muchiile dintilor, cresc brusc tensiunile de contact si solicitarile de incovoiere, creste zgomotul, incalzirea, uzura acesotra si se mareste considerabil probabilitatea distrugerii angrenajului. Chiar si in cazul unei fabricatii si montaj corecte, calitatea angrenarii poate fi compromisa ca urmare a deformarii pieselor transmisiei si uzarii rulmentilor.

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformatiilor admise sunt date in figura 1.2. Asigurarea rigiditatii necesare este determinate de modul de montare in carterul puntii a pinionului de atac, de tipul rulmentilor utilizati si de unele masuri constructive.

Pentru pinionului de atac se utilizează două soluț ii de rezemare și anume între reazeme și în consolă. Cu toate că, în cazul utilizării unui montaj între reazeme, rigiditatea transmisiei principale crește de peste 30 de ori decât la montajul în consolă la autoturisme, determinat de construcția carterului punții motoare, se utilizează rezemarea în consolă. In figura 1.3 sunt prezentate soluții de montare a pinionului de atac. Pentru a se micșora deformațiile axiale, se utilizează rulmenți cu role conice cu unghi cât mai mare de deschidere a conului. Pentru mărirea lungimii efective a lagărului și pentru sporirea rigidității radiale a pionului, rulmenți se montează în ”0”. În același scop sunt indicați rulmenții radiali cu două rânduri de bile, sau rulmenți radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radială.

În toate cazurile, deformațiile axiale pot fi reduse printr-o strângere preliminară pe direcția axială a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Această strângere conduce la anularea jocurilor axiale din lagăre și la apariția unor deformații elastice ale rulmenților. Valoarea strângerii inițiale se acceptă în limitele 0,005…0,07 mm și se apreciază prin mărirea momentului necesar înșurubării piulițelor de reglare (1,5…2,0 Nm la pinionul montat în consolă). Valoarea definitivă a prestrângerii se stabilește în urma încercărilor experimentale pe prototipuri. Odată cu creșterea prestrângerii se micșorează posibilitatea de perturbare a angrenării roților conice și se îmbunătățesc condițiile de funcț ionare a rulmen ților, deoarece se asigură o distribuție mai uniformă a sarcinilor pe bile sau role și se reduc solicitările dinamice provocate de schimbarea mărimii și sensului forțelor din angrenajul conic. Mărirea strângerii peste o valoare optimă, recomandată de constructor, conduce la o sporire a uzurii lagărelor.

a) b)

Fig. 14 Soluții de montare a pinionului de atac

Pentru realizarea prestrângerii (fig.1.3,a) se utilizează piulițele 1 (cu sisteme de asigurare a poziției) de pe arborii pinioanelor de atac. Șaibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmenților servesc la reglarea jocului acestora. Laconstrucțiile recente de autoturisme s-a renunțat la soluția de mai înainte, înlocuindu-se șaibele de reglaj cu o bucșă deformabilă montată între cei doi rulmenți, sau între rulmentul dinspre flanșa pinionului și un umăr al acestuia. In figura 1.4 sunt prezentate soluțiile de pretensionare cu bucșă elastică (1), utilizate de câteva firme constructoare de autoturisme de teren.

a) b) c)

Fig. 15. Solutii de pretensionare a lagarelor pinionului de atac

Avantajul acestei soluții constă în aceea că pretensionarea rulmenților se asigură de la primul montaj, făcând posibilă automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea inițială este menținută constantă timp îndelungat.

Montarea coroanei dințate a angrenajului conic în carterul punții, prin intermediul carcasei diferențialului, se face în cele mai frecvente cazuri prin rulmenți cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmenții sunt montați în “X” (fig. 1.5).

Asigurarea unui montaj bun și a unei funcționări corecte a angrenajului conic se obțin prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele roți sunt prevăzute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La soluția din figura 1.3,a rulmenții sunt montați în carterul transmisiei principale prin intermediul carcasei 3, fixată cu șuruburile 4. Intre flanșa carcasei 3 și carterul transmisiei principale se dispune, dupănevoie, un număr deșaibecalibrate 5 pentru reglarea poziț iei axiale a pinionului. La soluția din figura 1.3,b, poziționarea axială a pinionului se face prin deplasarea manșonului 6 cu ajutorul șurubului 7. Poziționarea axială a coroanei din figura 6.4 se face prin deșurubarea, în funcție de sensul deplasării, a uneia dintre piulițele 1 sau 2 și înșurubarea celeilalte.

Angrenarea corectă se verifică frecvent prin metoda petei de contact dintre flancurile dinților în angrenare. Pentru aceasta dinții pinionului de atac se acoperă cu un strat subțire de vopsea, apoi se învârtește transmisia principală în ambele sensuri. In funcție de mărimea și poziția petei lăsate pe dinții coroanei se apreciază calitatea angrenării.In tabelul 1.1 sunt date principalele poziții ale petei de contact și modul de înlăturare a defecțiunii. Angrenarea se consideră corectă dacă pata lăsata pe coroană este de minimum 60% din lungimea dintelui și spre vârful conului.

După verificarea calității angrenării, se măsoară jocul lateral dintre dinți, care nu trebuie să depășească anumite limite, date în funcție de modulul danturii (tabelul 1.2). Determinarea mărimii jocului se poate face prin măsurarea grosimii unei plăcuțe de plumb după ce în prealabil a fost introdusă între danturile roților aflate în angrenare.

In vederea realizării unei înalte portanțe și a funcționării silențioase, la angrenajele conice, se aplică finisarea prin procedeul lepuirii. Lepuirea constă dintr-un rodaj cu un amestec de ulei cu carbură de siliciu sau corindon, în anumite condiții de mișcare relativă a roților. Ideea de bază la asigurarea mișcărilor pe mașinile de lepuit este de a menține și îmbunătăți contactul localizat la danturare, ceea ce înseamnă că în timpul procesului de lepuire contactul se deplasează pe tot flancul, asigurând o superfinisare uniformă pe toată lungimea dinților.

ELEMENTE PUNȚI FAȚĂ

ARBORII PLANETARI – TIPURI CONSTRUCTIVE

Arborii planetari servesc la transmiterea fluxului de putere al motorului de la diferential la rotile motoare. Pentru aceasta, ei sunt solidarizati la rotatie atat cu rotile planetare ale diferentialului cat si cu butucii rotilor motoare.

In cazul puntilor motoare la care transmisia principala si diferentialul sunt montate pe partea nesuspendata a maselor automobilului, iar pozitia relativa dintre rotile motoare si diferential este fixa (punte motoare rigida), se folosesc arbori planetari rigizi. In figura 15 sunt prezentate tipurile constructive de arbori planetari rigizi.

Fig. 17. Tipuri constructive de arbori planetari rigizi:

1-capatul de legatura cu roata planetara;

2-capatul de legatura cu butucul rotii motoare

Cand pozitia relativa dintre rotile motoare si diferential este variabila, se utilizeaza arbori planetari articulati, care au in compunere articulatii homocinetice. Articulatiile homocinetice cele mai folosite vor fi prezentate in subcapitolul urmator. Arborii planetari articulati pentru puntile motoare si de directie au spre roata o articulatie homocinetica unghiulara, iar spre diferential o articulatie homocinetica unghiular-axiala. Arborii planetari articulati pentru puntile motoare au la ambele capete, cel mai adesea, numai articulatii homocinetice unghiular-axiale. In figura 16 sunt prezentate tipuri constructive reprezentative de arbori planetari articulati.

Fig. 18. Tipuri constructive representative de arbori planetari articulate

Arborii planetari se executa din oteluri aliate cu continut mediu de carbon de tipul 28 MoCr 11, 34 MoCr 11, 35 MnSi 13, 34 MoCrNi 16, 15 Cr 9 supuse tratamentului termic de calire in ulei, urmata de revenire, astfel ca duritatea sa fie de HB=340….440.

O clasificare uzuala a arborilor planetari este in functie de solicitarile la care sunt supusi, solicitari care depind de modul se montare si de rezemare. Dupa acest criteriu se deosebesc:

1. Arbori planetari total descarcati – arbori solicitati numai la torsiune. Toti arborii planetari articulati sunt total descarcati;

2. Arbori planetari partial incarcati – arbori solicitati la tosiune si la incovoiere;

3. Arbori planetari total incarcati – arbori solicitati la torsiune si incovoiere, solicitarea de incovoiere avand pondere mai mare fata de cazul precedent.

Cuplaje mobile homocinetice

Un mecanism se numeste homocinetic daca legile de miscare ale elementelor de intrare si de iesire coincid.

Mecanismele spatiale la care axele de rotatie ale elemantelor conducator si condus sunt concurente, iar planul bisector al acestor axe este si plan de simetrie al mecanismului sunt mecanisme homocinetice.

Cuplajele unghiulare mobile homocinetice transmit miscarea intre doi arbori ale caror axe, permanent concurente, formeaza un unghi in general variabil.

Intersectia permanenta a axelor de rotatie ale elementelor de intrare si de iesire ale lantului cinematic spatial (centrarea) se poate realize prin:

1. centrare directa a celor doua elemente;

2. centrare indirecta, printr-un lant cinematic;

3. centrare indirectra prin legarea, in paralel cu lantul cinematic considerat a cel putin inca doua lanturi identice.

Observatie: Mobilitatea lantului cinemtic de baza trebuie sa fie compatibila cu cea a lantului de centrare.

Prin operatiile de simetrizare a cuplajelor unghiulare se urmareste obtinerea de cuplaje homocinetice echilibrate static si dinamic. Se deosebesc urmatoarele tipuri de simetrie:

Simetria structurala presupune o anumita asezare (inlantuire) a cuplelor cinematice;

Simetria cinematica presupune realizarii homocinetismului miscarii cuplajului; ea o implica pe cea structurala;

Simetria dinamica implica simetria cinematica si in plus presupune si echilibrarea statica si dinamica a cuplajului in pozitia in care axele de rotatie ale elementelor de intrare si de iesire sunt in prelungire.

Arborii planetari prezinta diferente fata de cazul puntilor din spate, avand in componenta cuplaje unghiulare, cuplaje axiale si cuplaje unghiular-axiale.

1. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate.

– cuplaj bicardanic. Sincronismul miscarii se obtine prin inserierea a doua articulatii cardanice si prin respectarea unor conditii de montare. Se intaneste sub forma articulatiei bicardanice.

Pentru asigurarea sincronismului transmiterii miscarii la unghiuri mari, articulatiile bicardanice cu cruce se prevad cu dispositive de centrare care asigura o interdependenta intre cele doua unghiuri, prin mentinerea furcii intermediare in planul bisector al furcilor exterioare.

Fig. 19. Articulatii bicardanice Borg-Warner

– cuplajul Tracta. Asigura transmiterea sincrona a miscarii de rotatie intre arborii cuplati. Legatura dintre elementele cuplajului este realizata prin cuple de translatie.

Avantaje: -constructie simpla si compacta;

-nu necesita conditii deosebite de ungere sau intretinere;

-capacitate portanta mare

– permit unghiuri mari intre axe

Se utilizeaza in special la antrenarea rotilor motoare si de directive ale camioanelor destinate sa lucreze in conditii grele.

Componente:

1.4-furci cuplare

2,3-elemente intermediare

2.Cuplaje unghiulare cu elemente de rulare (Weiss si Rzeppa)

Componente:

1,2-furci cuplare

A-canale in arc de cerc

B-locasuri centrale

3-bile pentru transmiterea momentului

4-bila de centrare si preluarea fortelor

axiale

5,6-stifturi fixare bila centrala

Datorita pozitiei canalelor de furci in timpul functionarii articulatiei cele patru bile laterale se aseaza in planul bisector al unghiului format de arbori planetari, realizand astfel sincronizarea vitezelor unghiulare ale lor. Valorile maxime ale unghiului articulatiei este de 33 grade.

Componente:

1,2-arbori

3-corpuri de rulare

4-colivie

Transmiterea momentului se face prin intermediul bilelor. Pozitionare coliviei impreuna cu bilele se fase prin realizarea cailor de rulare ale ementuluii condus pe sfera de raza r, iar a celui conducator pe sfera de raza R.

Fig. 23. Cuplaj Weiss Fig. 24.Cuplaj Rzeppa

3.Cuplaje unghiulare axiale tripode

La legarea cuplelor cinematice in parallel mobilitatea cuplei rezultatea este egala cu posibilitatile commune cuplelor componente.

La baza cuplajelor tripode simple se gaseste cupla cinematica complexa trimobila, obtinuta prin legarea in parallel a trei cuple pentamobile.

1-galeti sferici

2-element tripod

3-furca tripoda

4-arbore canelat

Fuzeta (rol funcțional și solicitarile piesei) și pivotii (rol funcțional)

Rolul fuzetei este acela de a face legatura intre patrulaterul de suspensie al puntii articulate si roata autovehiculului.

Pivotul are rolul : – de a face legatura dintre fuzeta si grinda puntii

– de a permite virarea rotii

La puntile rigide si nemotoare, pivotal este un ax cilindric in jurul caruia se produce virarea rotii.

Fuzeta sau axa rotii reprezinta osia de rezemare a butucului rotii. Ea are sectiunea circulara de diameter diferite pe care se monteaza rulmentii butucului rotii si este prevazuta la capat cu o portiune filetata pentru piulitele de fixare si reglare a jocului din lagarele cu rulmenti. La puntile de fixare si reglare a jocului din lagarele cu rulmenti.

La puntile motoare, fuzeta este de sectiune tubulara pentru a permite trecerea arborelui planetar la butucul rotii. In celelalte cazuri, fuzeta este de sectiune circulara plina.

Fata de mecanismul de ghidare al puntii, fuzeta este articulata prin intermediul pivotului. La puntile rigide, legatura dintre fuzeta si mecanismul de ghidare trebuie sa permita numai oscilatia rotii in plan orizontal pentru schimbarea directiei de mers a autovehiculului. La puntule articulare, legatura dintre fuzeta si mecanism trebuie sa permita oscilatia independenta a rotii suspendate elastic in planul mecanismului de ghidare si oscilatia rotii in plan orizontal pentru virarea automobilului.

Fuzetele sunt tipuri de axe speciale utilizate in constructia de automobile. Ele difera ca forma si dimensiuni in functie de tipul autovehiculelor. Din punct de vedere tehnologic, fuzetele fac parte din piesele de tip arbore cu suprafete cu axe ce se intersecteaza. Tehnologia de prelucrare a lor este o tehnologie destul de dificila tocmai datorita formei constructive complexe pe care diferite tipuri de fuzeta o au.

Constructia fuzetelor depinde de tipul constructiv al puntii. Astfel, pentru puntea directoare aceasta poate fi: Punte motoare sau nemotoare, punte monobloc sau articulata.

La majoritatea autoturismelor si autoutilitarelor, puntile nemotoare din fata sunt punti fractionate cu suspensie independenta. Se folosesc solutii constructive specifice puntii din fata care trebuie sa asigure bracarea rotilor.

Fig. 26.. Punte directoare cu mecanism patrulater transversal si articulatii cilindrice

1-portfuzeta;

2-brat inferior;

3-tampon limitator superior de cursa;

4-rulment axial pentru preluarea fortelor vertical;

6-pivot cilindric;

7-brat superior

8-tampon limitatir inferior de cursa;

9-amortizor telescopic;

10-arc elicoidal;

11-suport ghidare arc.

Mulțumita folosirii patrulaterului, puntea directoare articulata permite deplasarea independenta a rotilor pe verticala, fara ca aceste delplasari sa fie transmise caroseriei. Ca urmare, se realizeaza un confort sporit si o maniabilitate si stabilitate buna a autovehiculului. Din acesta cauza fuzetele sunt piese deosebit de solicitate la oboseala, socuri si coroziune. Astfel, acestea trebuie sa asigure si un grad ridicat de siguranta in functionare, impunand folosirea unor oteluri de calitate.

Fig 27. Solicitarile puntii cu suspensi independenta

Principalele solicitari ale fuzetei provin din solicitarile principale ale puntii cu suspensie independenta prezentate in figura 1.1. Aceste solicitari provin din cele trei regimuri nefavorabile majore, si anume:

Regimul franarii automobilului (a)

Regimul deraparii automobilului (b)

Regimul trecerii peste obstacole (c)

Zona periculoasa o reprezinta zona de racordare a arborelui de sprijinire al rotilor cu corpul fuzetei, unde la regimul de franare aceasta este supusa unui moment incovoietor. In cazul deraparii sau trecerii peste obstacole, momentul incovoietor se produce in mare parte in planul vertical.

Componente:

1-Fuzeta

2-Rulmenti

3-Butucul rotii

4-Saboti

5-Grinda puntii

6-Port fuzeta

7-Pivot

8-Levierul fuzetei

9- Bara de conexiune transversala

10-Caseta de directive

11-Levierul casetei de directie

12-Bara de conexiune longitudinala

Unghiurile direcției

Toate unghiurile de directive ajuta la maniabilitatea automobilului, atat in viraj, cat si la mersul rectiliniu. Sunt patru unghiuri de directie: doua ale pivotului si doua are fuzetei.

Unghiurile pivotului sunt:

-unghiul de inclinare longitudinala a pivotului numit si unghi de fuga.

-unghiul de inclinare transversala a pivotului numit si unghi de stabilitate

Unghiurile fuzetei sunt:

-unghiul de inclinare longitudinala a fuzetei, numit si unghi de convergenta.

-unghiul de inclinare transversala a fuzetei, numit si unghi de cadere.

Unghiurile de directive ale pivotului

Unghiul de fuga β sau unghiul de inclinare longitudinala a pivotului.

Unghiul de fuga este unghiul pe care il face axa pivotului cu axa verticala a rotii.

Prelungirea axei unghiului pivotului intalneste calea de rulare in punctul A, care se afla inaintea punctului B, de contact cu calea de rulare.

Unghiul de fuga face ca, dupa bracare,rotile sa aiba tendinta de revenire la pozitia de mers rectiliniu.

Valorile unghiului de fuga sunt intre 1ș si 7ș.

Unghiul de stabilitate δ sau de inclinare transversala a pivotului.

Acest unghi da nastere la un moment stabilizator care actioneaza asupra rotilor bracate.

La bracare, rotile tind sa se deplaseze in jos, dar cum acest lucru nu este posibil, intrucat roata se sprijina pe drum, rezulta o incercare de ridicare a puntii din fata. Cum nici acest lucru nu este posibil datorita greutatii puntii, rotile tind sa revina la pozitia mersului rectiliniu. Cu alte cuvinte bracarea necesita un lucru mecanic mare.

Deci unghiul de inclinare transversala a pivotului ajuta la reducerea efortului necesar manevrarii volanului in viraje.

Valorile unghiului de stabilitate sunt intre 4ș – 10ș.

Unghiul de cadere α sau de inclinare longitudinala a fuzetei.

Acest unghi α, contribuie la stabilizarea directiei, impiedicand tendinta rotii de a oscila datorita jocului rulmentilor.

Prin inclinarea rotii cu unghiul α, greutatea G ce revine asupra ei va da o componenta verticala si o componenta orizontala. Aceasta componenta orizontala va impinge rulmentul catre centru, facand sa dispara jocul din rulmenti.

Valorile unghiului de cadere se incadreaza intre 0ș30’ si 1ș30’.

Unghiurile de directie ale fuzetei

Unghiul de convergenta γ sau unghiul de inclinare longitudinala a fuzetei.

Datorita introducerii unghiului de cadere, automobilul tinde sa mearga serpuit. Acest fenomen se explica prin faptul ca penurile se deformeaza in contact cu calea de rulare ruland ca doua conuri. Acest neajuns se inlatura cu ajutorul unghiului de convergenta.

Deci unghiul de convergenta corecteaza unghiul de cadere pentru a permite automobilului sa ruleze rectiliniu.

Unghiul de convergenta este reglabil si se afla intre valorile 0ș10’ si 0ș30’.

CAPITOLUL II

DIMENSIOANREA ARCULUI BAREI DE TORSIUNE

Dimensionarea arcului bara de torsiune

Arcul bară de răsucire, folosit ca element elastic al suspensiei, asigură acesteia o serie de avantaje, precum:

durabilitate ridicată

greutate minimă a maselor nesuspendate

distribuție mai avantajoasă a sarcinilor pe cadru ( cea dispusă longitudinal)

lipsa frecării interne

Au și unele dezavantaje:

– solicitări mari în dispozitivul de prindere al capătului fix;

– necesită cuplarea lor cu amortizoare în majoritatea aplicațiilor.

Ca domenii de utilizare putem enumera: – suspensii de autovehicule;

– la echipamentul mobil al aparatelor de măsură;

– chei dinamometrice;

– la construcția unor cuplaje elastice cu jocuri torsionale etc.

Barele de torsiune se execută în general din oțel pentru arcuri călit și revenit la 47-50 HRC.

Au un proces tehnologic de execuție mai complicat, dispunerea pe autovehicul este mai incomodă, iar pentru a realiza un confort cât mai bun necesită lungimi mari de lucru.

Nu preia forțele longitudinale și transversale, astfel încât folosirea acestor elemente elastice necesită prezența elementelor de ghidare în suspensia autovehiculelor.

Constructiv, arcurile bară de torsiune se realizează în variantele:

o singură bară de torsiune de secțiune circulară sau dreptunghiulară;

mai multe bare de secțiune circulară, din lamele suprapuse.

Fig. 33. – Exemple de secțiuni ale arcurilor bare de torsiune

Fig. 34 – Forme constructive de bare de torsiune

Pot fi dispuse longitudinal sau transversal – montate în paralel, pentru o singură punte sau pentru ambele punți.

Pentru a nu prelua și momente de încovoiere, barele de torsiune mai lungi au reazeme intermediare fixate de caroserie.

Fig. 35 – Suspensie independentă cu bare de torsiune dispuse longitudinal

Fig. 36 – Suspensie cu interacțiune cu bare de torsiune

Fig. 37– Construcția suspensiei cu bare de torsiune dispuse longitudinal

Calculul arcului bara de torsiune

Diametrul barei de torsiune: .

Efortul unitar admisibil: .

Momentul de torsiune: .

Forța pe roată: .

Brațul de acționare a roții asupra barei de torsiune: .

Lungimea barei de torsiune .

Săgeata dinamică : .

Modulul de elasticitate transversală: .

Săgeata statică: .

Rigiditatea suspensiei: .

Calculul amortizoarelor hidraulice telescopice

Calculul amortizorului telescopic cuprinde determinarea caracteristicii de amortizare, stabilirea dimensiunilor constructive de baza si determinarea parametrilor orificiilor de scurgere si ai supapelor.

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

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

In care: este gradul de amortizare; – rigiditatea suspensiei; – masa suspendata a automobilului.

Domeniul necesar de amortizare pentru caroserie este cuprins intre caracteristicile de amortizare corespunzatoare automobilului gol si cu sarcina utila.

Domeniile de amortizare fiind distantate intre ele, va trebui sa se adopteb o caracteristica de amortizare care sa constituie un compromis.

Acesta trebuie sa cuprinda domeniul necesar de amortizare pentru caroserie până la – viteza pistonului . Aceste conditii sunt satisfacute de curba care reprezinta o carecteristica patratica de amortizare. Prin utilizarea supapelor de descarcare , se preantampina cresterea fortelor de amortizare, peste domeniul necesar de amortizare al rotii.

Este indicat ca amortizorul sa functioneze cu supapele inchise pana la viteze corespunzatoare oscilatiilor de frecventa joasa, avand amplitudini egale cu cursa suspensiei pana la cuplarea limitatoarelor.

Fortele critice de amortizare, la cursa de destindere si respectiv de comprimare, se determina cu formulele:

Pentru micsorarea fortelor de amortizare este indicat ca portiunea caracteristica de amortizare sa fie regresiva.

Dupa determinarea caracteristicii de amortizare la roata automobilului, trebuie sa se treaca la caracteristica efectiva a amortizorului tinand seama de dispunerea acestuia in suspensie. Relatiile de transformare sunt:

– forța de amortizare

– forța la roată

– raportul de transmitere al dispunerii amortizorului

Fig. 40. Dispunerea amortizorului

Forte în puntea față

Regimul franarii:

Fig. 41. Regimul franarii

Brațul superior va fi supus la:

intindere/compresiune de o forta F1-F5= 15 [daN], iar bratul nu va fi solicitat la flambaj.

incovoiere de catre F2-F4=-400 [daN].

Brațul inferior va fi solicitat la :

tractiune F1+F6=559 [daN]

incovoiere in plan orizontal F3+F4=834 [daN]

incovoiere in plan vertical data de forta Fs si reactiunea Z1s

Regimul deraparii :

Fig .42. Regimul deraparii

Fig. 43.. Regimul deraparii

Solicitari in brate :

Dreapta:

– superior- compresiune/ flambaj de fortele F1d+Fd-F„2d= 164 [daN]

– inferior – incovoiere de fortele Z1si Fad

– intindere de fortele Fd+F1d+F2d=325 [daN]

Stanga:

– superior- intindere/compresiune F1s-Fs-F„2s= 48 [daN]

-inferior – incovoiere de catre fortele F1s si Fas

– intindere/compresiune de catre fortele F`2s+F1s-Fs=569 [daN]

Regimul trecerii peste obstacole

Bratele superioare sunt supuse la compresiune/ flambaj de catre F`.

Bratele inferioare sunt supuse la solicitari de incovoiere de catre Fa si de intindere de catre F`.

Capitolul III

CALCULUL DINAMIC

BIBLIOGRAFIE

1. BĂLAN Rodica Îndrumar proiect

2. CREȚU S., HAGIU Gh. ș.a. Proiectarea angrenajelor, Institutul Politehnic Iasi – 1992

3. MANOLACHE Gh. Îndrumar proiect

4. MANOLACHE Gh. Note de curs

5. PISOSCHI Al. ș.a. Cunoașterea generală a autovehiculelor, Tipografia Universității din Craiova -2002

6.POȚINCU Gh., HARA V., TABACU I. Automobile, Editura Didactică și Pedagogică București – 1980

7. RAKOȘI Edward, ROȘCA Radu, MANOLACHE Gh. Sisteme de propulsie pentru automobile, Editura “Politehnium” Iași – 2006

8. TALIF S. Îndrumar proiect

9. TECUȘAN N., NIȚESCU Gh. Tractoare și automobile, Editura Didactică și pedagogică București – 1977

10. UNTARU M., CÎMPIAN V. ș.a. Automobile, Editura didactică și pedagogică București – 1975

11. UNTARU M., CÎMPIAN V. ș.a. Calculul și construcția automobilelor, Editura Tehnică București – 1974