AUTOVEHICUL 4 x 4 DE TEREN [310154]
Universitatea din Pitești
Facultatea de Mecanică și Tehnologie
Departamentul Autovehicule și Transporturi
Specializarea Autovehicule Rutiere
PROIECT DE DIPLOMĂ
Coordonator științific :
Conf.univ.dr.ing. VIERU IONEL
Absolvent: [anonimizat]2018-
Universitatea din Pitești
Facultatea de Mecanică și Tehnologie
Departamentul Autovehicule și Transporturi
Specializarea Autovehicule Rutiere
AUTOVEHICUL 4 x 4 DE TEREN
Coordonator științific :
Conf.univ.dr.ing. VIERU IONEL
Absolvent: [anonimizat]1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
1.1. Soluții similare
Pentru a proiecta un nou autovehicul se au în vedere soluțiile similare deja existente pe piață. În vederea realizări temei de proiectat s-au studiat parametrii și s-au adoptat conform acestora, 8 soluții similare de autovehicule existente la ora actuală pe piața.
[anonimizat], clasa K (mașini de teren).
[anonimizat]-ul 4tuning.[anonimizat].com. Toate aceste soluții alese se încadrează în tipul autovehiculului cerut prin tema de licență și sunt prezentate în continuare.
Dacia Duster
Nissan Qashqai
BMW X1
Chevrolet Trax
Ford Kuga
Volkswagen Tiguan
Renault Koleos
Hyundai ix35
Tabelul 1.1. Soluțiile similare
Tabelul 1.2. Soluțiile similare
Tabelul 1.3. Soluțiile similare
Tabelul 1.4. Soluțiile similare
Mărimea ampatamentului (fig. 1.1) este adoptată din valorile solutiilor similare (Valoare adoptată : 2674 mm) .
Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor
Lungimea (fig. 1.2) se reprezintă de asemenea ca o dimensiune compactă datorată asemănării soluțiilor de organizare. (Valoarea adoptată : 4315 mm).
Fig.1.2. Lungimea automobilelor
În ceea ce privește lățimea (fig. 1.3. ) autovehiculelor prezentate în soluțiile similare se constată că este adoptată. (Valoarea adoptată: 1821 mm).
Fig.1.3. Lățimea automobilelor
Înălțimea (fig. 1.4) acestor autovehicule este adoptată. (Valoarea adoptată: 1625 mm ).
Fig.1.4. Înălțimea automobilelor
Ecartamentul (fig. 1.5. și 1.6.) a fost adoptat. ( Valoarea adoptată : 1559mm-față / 1560mm-spate).
Fig.1.5. Ecartamentul automobilelor (față)
Fig.1.6. Ecartamentul automobilelor (spate)
Fig.1.7. Masa proprie a automobilelor
Fig.1.8. Masa totală a automobilelor
Fig.1.9. Raportul dintre consumul mediu de combustibil
si puterea maxima a motorului
Figura 1.9 prezintă ca indice de performanță raportul dintre consumul mediu de combustibil la o suta de kilometri, Q_100 și puterea maximă a motorului, Pmax, raport notat Q_100/Pmax. Acest parametru care reflectă cantitatea de combustibil consumată pentru producerea unei puteri unitare pe un spațiu de 100 km scoate în evidență performanțele motoarelor utilizate.
Fig.1.10. Raportul dintre viteza maximă și masa automobilului
O altă mărime folosită este prezentată în figura 1.10. Raportul vmax/Ma, dintre viteza maximă pe care o [anonimizat] a autovehiculului, [anonimizat].
Fig.1.11. [anonimizat] 1.11, este raportul dintre consumul mediu de combustibil Q_100 [litri/100km] [anonimizat] [kg]. Acest parametru, cu semnificația unui indice de performanță al construcției automobilului evaluează economicitatea funcționării autovehiculului.
Fig.1.12. Raportul dintre viteza maximă și puterea maximă a motorului
În figura 1.12 se reprezintă un parametru de analiză comparativă ce exprimă influența nivelului de motorizare asupra performanței dinamice de viteză maximă, (Vmax/Pmax). Parametru reprezintă un criteriu de perfecțiune al construcției de autovehicule prin exprimarea vitezei imprimate de fiecare unitate de putere dezvoltată de motor.
1.2. Tendințe de dezvoltare
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor inițiali care intervin in calcul este necesar, pe lângă studiul soluțiilor constructive asemãnătoare, deja existente în lume, să se facă și o cercetare a tendințelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.
Direcțiile de dezvoltare au în vedere să sublinieze orientarea generală în ceea ce privește modul de organizare a familiei de autovehicule studiate, modul de dispunere a motorului, organizarea și tipul transmisiei, construcția sistemelor și a instalațiilor auxiliare, amenajarea interioară, etc.
Autoturismele, definite ca fiind autovehicule destinate transportului de persoane, având o capacitate de cel mult opt locuri, au stat și stau în permanență în atenția marelui public, datorită implicării lor tot mai intense în viața cotidiană.
Construcția autoturismelor, a elementelor componente, se perfecționează permanent, urmărindu-se îmbunătățirea performanțelor de dinamicitate sau frânare, a performanțelor de economicitate, de stabilitate și de confort, de securitate activă și pasivă, etc. Domeniile de acțiune s-au extins asupra tuturor părților componente ale autoturismului și se aplică cele mai noi și eficiente soluții de îmbunatățire sau schimbare a acestora
Transmisia autoturismelor a constituit și constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se prin soluțiile constructive propuse, o cât mai bună corelare între momentul motor activ și cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea siguranței și confortului de conducere. Se constată că pe lângă transmisiile mecanice clasice se folosesc și alte categorii de transmisii, cum sunt cele automate. cele cu variație continuă a raportului de transmitere, sau, mai nou, cele electrice.
Transmisia automată face progrese mai lente, datorită costului ridicat al fabricației și al consumului de combustibil sporit, în comparație cu cel al transmisiei clasice. Totuși se remarcă introducerea microprocesoarelor de bord, care gestionează funcționarea transmisiei automate, alături de funcționarea motorului, a frânelor, a suspensiei, a direcției, etc. Performanțele atinse de ultimele transmisii automate cu comanda electronică, având 5 sau 6 trepte de mers înainte, tind să micșoreze și chiar să elimine dezavantajele pe care le au aceste transmisii în comparație cu transmisiile mecanice, clasice, neautomate, în ceea ce privește dinamicitatea și consumul de combustibil se remarcă apariția unor regimuri de deplasare “economice” sau “sportive”, care asigură autoturismelor performanțe de economicitate, respectiv de dinamicitate, similare cu cele asigurate de transmisiile clasice.
O altă preocupare tot mai răspândită, în special la autoturismele sport, la unele autoturisme de oraș și chiar la unele miniturisme, este aceea a tracțiunii integrale, cu folosirea unor diferențiale interaxiale blocabile sau, mai frecvent, autoblocabile, tendință existentă deja în cazul autoturismelor tot-teren, având ca efect creșterea confortului de conducere și a siguranței în exploatare, îmbunătățirea capacității de trecere și a stabilității. Repartizarea optimă a momentului motor între punțile motoare față și spate trebuie să se facă în funcție de aderență existentă la roțile fiecărei punți motoare.
Suspensia autoturismelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Acestea au permis să se obțină, prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc în timpul deplasării autoturismului, a suspensiei corespunzătoare pentru fiecare model cercetat.Echiparea autoturismelor cu suspensii independente pe toate roțile, prin folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice și a corectoarelor de ruliu a contribuit la mărirea confortului, a siguranței în deplasare și a stabilității.
Sistemul de fânare cunoaște, de asemenea, preocupări intense de îmbunătățire, generalizare având sistemul de frânare cu dublu circuit. Autoturismele sunt echipate fie numai cu frâne disc, fie cu frâne mixte, adică cu frâne cu tambur la roțile din spate și cu frâne disc la roțile din față, frâne autoreglabile, care compensează automat uzura garniturilor de fricțiune și limitatoarelor de frânare, care distribuie forțele de frânare la punțile automobilului în funcție de încărcarea dinamică a acestora.
Sistemele de frânare cu control electronic, așa numitele ABS (Anty Blocking System), care împiedică blocarea roților în cazul frânărilor intensive și care permite păstrarea controlului automobilului în orice situație, cunosc o largă utilizare, la aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizează indicatoarele de uzură a garniturilor de frână, frânele autoreglabile servomecanismele de acționare a frânelor, comandate de instalații specifice.
Caroseria este aproape în totalitate autoportantă. Cercetările și încercările efectuate au condus la realizarea unor caroserii având coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Datorită folosirii oțelurilor de înalta rezistență, cu o limită de elasticitate ridicată, rigiditatea caroseriei, factor important în ameliorarea ținutei de drum, a fost mult îmbunătățită. S-au luat măsuri de reducere a greutății proprii prin înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice sau din materiale compozite. Se îmbunătățește permanent securitatea activă și pasivă pe care automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor. Insonorizarea caroseriilor a permis reducerea zgomotului.
Pentru pneurile de autoturisme, în vederea micșorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortizării șocurilor, ale creșterii siguranței și duratei în exploatare, se folosesc noi rețete la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearcă folosirea unor pneuri fără aer în interior (pneuri Denevo, folosite de firma Dunlop) sau a unor pneuri fără camera de aer, care au în interior o soluție specială (polygel) care vulcanizează instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard), fără să afecteze performanțele pneului și, implicit siguranța în deplasare și confortul în conducere.
Proiectul de cercetare simTD are ca sop dezvoltarea si implementarea pe autovehicule a unor tehnologii care vor spori confortul și siguranța la volan.
Printre cele mai interesante tehnologii experimentale care deja debutează pe un numar mic de autovehicule se pot număra :
Figura 1.2.1 Proiectul simTD
Electronic Brake Light, care transmite un mesaj de la mașina din față la cea din spate în cazul în care prima franează violent și cea din spate nu este în campul vizual. Astfel de situații pot aparea după curbe, cand este posibil ca o mașină să vină cu viteză mare fară să știe că imediat dupa colț este oprită o altă mașină, din cine știe ce motiv. Prin această tehnologie mașinile vor cumunica între ele și vor alerta șoferul în cazul în care o franare imprevizibilă se petrece într-un loc cu vizibilitate limitată.
Obstacle Warning System, care informează ceilalți participanți la trafic asupra prezentei și poziției unor obstacole pe șosea.
Traffic Sign Assist, care mentine o legatură permanentă între mașină și semnele de circulație importante, cum ar fi cele pentru ordinea de prioritate, limite de viteză, resticții temporare, etc. Această tehnologie – bazata pe o camera video montată pe parbriz, în spatele oglinzii centrale – este deja implementată de cativa producatori auto, dar proiectul simTD urmarește ca numarul de semne ce pot fi recunoscute de camera video din parbriz să fie cat mai mare.
Public Traffic Management, care are ca scop oferirea de predicții cat mai precise în ceea ce privește traficul rutier și impactul său asupra unei calătorii cu mașina, de la punctul de pornire și pană la destinație.
In-Car Internet Acces, care constă într-o legatură la internet a mașinii pentru a accesa diverse servicii, cum ar fi rezervarea și achitarea unui loc de parcare.
In ceea ce privește tendința de dezvoltare a motoarelor actuale, totul se îndreaptă către downsizing și supraalimentarea motoarelor pentru creșterea puteri litrice .
Downsizing, adică trecerea la motoare cu cilindree mai mică dar care implicit reduce din putere . Pentru a mări puterea este necesară echiparea propulsoarelor cu compresoare mecanice sau turbine secvențiale.
Această operațiune va atrage după sine micșorarea presiunii în cilindrii motorului, ca urmare pot fi utilizați combustibili cu cifră octanică mai mică.
În viitor 65-70% din totalul automobilelor produse vor fi echipate cu propulsoare a căror cilindree nu va depăși 1,4 litri.
Dintre cei mai renumiți constructori de automobile, BMW, Mercedes-Benz, dar și grupul Volkswagen au făcut deja primii pași dezvoltand motoare de 1,4/1,5 litri turbo aspirate. Chiar și americanii au anunțat agregate de 2,0 litri turbo sub capota lui Chevrolet Camaro iar lista poate continuă cu Peugeot, Renault, Ford EcoBoost.
Concluzie :
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor inițiali , care intervin in calcul , se va ține seama atăt de studiul soluțiilor constructive asemănătoare , deja existente in lume , căt și de tendințele de dezvoltare actuale , astfel încăt autoturismul ce urmează să fie proiectat să se încadreze , din punct de vedere al performanțelor , atăt pe ansamblu căt și pe elementele , in normele de calitate și competitivitate care caracterizează producția mondială de autoturisme.
A.2. ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI AUTOVEHICULULUI
2.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară
În organizarea de ansamblu a autovehiculelor s-au obținut diverse soluții în functie de:
-modul de dispunere a motorului
-poziția punții motoare
-tipul caroseriei
-modul de dispunere a încărcăturii
Dispunerea și componența ansamblurilor ce constitue echipamentul de tracțiune reprezintă o problemă de concepție constuctivă. Schema adoptată stabilește de la început caracterul autovehiculului în mișcare și în același timp limitează posibilitățile de dezvoltare și de amplasare a calorlalte echipamente ale autovehiculului justificând astfel realizarea prezentului studiu pentru adoptarea celei mai avantajoase soluții de punte motoare din punctul de vedere al tipului constructiv și al modului de amplasare a acesteia
Astfel, sunt prezentate în continuare, pentru autoturisme și unele tipuri de autovehicule derivate din acestea și anume automobile de teren, soluțiile de dispunere a echipamentului de tracțiune și anume:
soluția clasică – motorul în față și puntea motoare în spate;
Schema constructivă :
Schema cinematică :
Soluția clasică permite o mai mare elasticitate în organizarea de ansamblu a autoturismului. Avantajele soluției clasice sunt încărcarea echilibrată a punților și uzura uniformă a pneurilor, accesibilitate bună la motor și transmisie. Dezavantajele sunt centrul de greutate este mai ridicat, deci stabilitate mai redusă, iar datorită existenței transmisiei longitudinale apar vibratii pe transmisie care pot genera fenomenul de rezonanță.
soluția „totul față” – motorul și puntea motoare în față
Scheme constructive :
Schema cinematică :
Amplasarea motorului se poate face longitudinal sau transversal, caz în care apare de-a lungul transmiterii fluxului de putere de la transmisia principală la roțile motoare un arbore planetar mai scurt decât celălalt. Avantajele soluției „totul față” sunt stabilitate ridicată în viraj, legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor-transmisie. Dezavantajele soluției „totul față” sunt micșorarea greutății aderentă ce revine punții motoare la urcare a rampelor iar motorul și transmisia sunt dispuse la lovituri frontale.
soluția „totul spate” – motorul și puntea motoare în spate
Scheme constructive :
Schema cinematică :
Soluția totul spate oferă atât varianta plasării motorului longitudinal cât și transversal
Avantaje ale soluției totul în spate
permite o profilare aerodinamică mai ușoară la partea din față
se evită distrugerea grupului motor- transmisie ca în cazul ciocnirilor frontale
permite posibilitatea realizării unor unghiuri de bracare mari pentru puntea față
Dezavantaje ale soluției totul în spate
stabilitate mai redusă în viraj;
sistem de răcire mai complicat al motorului;
instabilitate la vânt lateral (centrul de greutate prea în spate);
autoturismul are caracter supravirator.
soluția 4×4 – ambele punți motoare
Scheme constructive :
Soluția 4×4 oferă atât varianta plasării motorului longitudinal cât și transversal.
Avantajele soluției sunt :
– utilizarea aderenței tuturor roților automobilului;
– creșterea gărzii la sol
– comportament bun indiferent de condițiile de carosabil;
Dezavantajele soluției sunt :
– creșterea masei automobilului;
– preț ridicat;
– cost de întreținere crescut.
Se adoptă, ca soluție de organizare a transmisiei și a sistemelor, „ soluția 4×4 ” , ca urmare a studiului soluțiilor similare și a datelor impuse prin tema de proiectare.
2.1.2. Dimensiunile principale
În funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare , ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendința de dezvoltare se adoptă un autovehicul care are următoarele caracteristici :
Lungimea automobilului – 4315mm, care reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate .
Lățimea vehiculului – 1821mm , reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte și de alta .
Înălțimea vehiculului – 1625mm , reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă , fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise .
Ampatamentul – 2674mm reprezintă distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului .
Ecartamentul – 1559mm reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul .
2.1.3.Amenajarea interioară
Autoturismul are în compunere patru uși care se deschid la un unghi de 70°, în plan vertical, față de axa transversală a autoturismului.
Caroseria s-a conceput in idea de a oferi un interior spatios și confortabil pentru 5 persoane.
Studiul ergonomic al postului de conducere
Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a organelor de comanda le-am ales după reglementarile STAS 12613-88. Punctul R definește punctul de referintă al locului de așezare și reprezintă centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/3-76.
-unghiul de înclinare spre înapoi
Se adoptă: β=13°
-distanța verticală de la punctul R la punctul calcaiului,Hz
Se adoptă :Hz=300mm
-cursa orizontală a punctului R
Se adoptă :Hx=140mm
-diametrul volanului
Se adoptă :D=400mm
-unghiul de înclinare al volanului(variabil)
Se adoptă : α=15-50°
-distanța orizontală între centrul si punctul calcaiului
Se adoptă :Wx=406mm
-distanța verticală între centrul volanului și punctul calcaiului
Se adoptă :Wz=684mm
Fig.1.2.1.Dimensiunile postului de conducere
2.2. Masa autovehiculului
Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă (mu) și masa proprie (m0).
Ma=Mu +M0 =580+1295=1875kg
Masa utilă
Reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată funcție de tipul autovehiculului, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare.
Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele pentru transportul persoanelor și prin sarcina utilă transportată de autovehicule.
-pentru autoturisme:
[kg], (2.1)
Masa proprie
Este o mărime ce caracterizează construcția autovehiculului și este determinată de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente, când autovehiculul se află în stare de utilizare.
m0=1295kg (s-a dedus din solutiile similare)
Cunoscand aceste mase se pot calcula:
-greutatea proprie a autoturismului:
G0=m0 x g=1295 x 9.81 =12704N (2.2)
-greutatea totală a autoturismului:
Ga= ma x g=1875 x 9.81 =18394N (2.3)
Centrul de masă și coordonatele sale
Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg
(STAS 6926/2-78).
În faza de proiectare a autovehiculului, alegerea poziției centrului de masă se poate face prin mai multe metode și anume:
– utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare;
– utilizarea de valori medii după datele oferite de literatura de specialitate. Astfel de valori sunt indicate în tabelul de mai jos.
Tab.2.2.1.Valori medii pentru parametrii centrului de masă al autovehiculului
Se adoptă:
(2.4)
(2.5)
(2.6)
(2.7)
Masa autovehiculului se transmite căii prin intermediul punților. Pentru autovehiculele cu două punți, masele ce revin punților sunt:
; (2.8)
; (2.9)
respectiv greutăților:
; (2.10)
. (2.11)
Masa admisă pe punte este limitată de distanța dintre punți și de calitatea drumului. În cazul drumurilor cu îmbrăcăminte tare, masa admisă pe punte nu poate depăși 10000 kg pentru punți situate la distanțe mai mici de 3 m și 9000 kg pentru punți care au între ele mai mult de 3 m.
În funcție de masa repatizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu.
Astfel:
– pentru pneurile punții din față:
, (2.12)
– pentru pneurile punții spate:
. (2.13)
unde n – numărul de pneuri ale punții spate.
Greutățile ce revin pneurilor autovehiculului:
(2.14)
(2.15)
2.3. Alegerea pneurilor
Pneul reprezintă partea elastică a roții și este formată din anvelopă și cameră de aer.
Alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în vedere tipul, destinația și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Funcție de acestea, se determină din cataloage de firmă sau standarde simbolul anvelopei, față de care se pot determina sau stabili direct din tabele mărimile necesare calculului dinamic.
Alegerea pneului se face după următoarea metodologie:
– se detremină greutatea ce revine roților din spate și din față;
– se aleg pneurile ce satisfac condiția de viteză maximă;
– funcție de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare, se orientează asupra dimensiunilor roții;
– se alege tipul pneului;
– se alege presiunea de utilizare pentru satisfacerea condițiilor de greuate pe roată;
La alegerea pneului, se au în vedere următoarele aspecte:
pentru asigurarea unei bune confortabilități, puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității sporite a punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu, mai mică în față decât în spate;
prin reducerea presiunii aerului din pneu la roțile față, se reduce și rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectorie rectilinie.
Se adoptă pneurile cu caracteristicile următoare:
215/ 65 R16
În funție de anvelopa aleasă, standardele dau indicații asupra dimensiunilor principale.
Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare:
, (2.16)
unde: r0 – raza roții libere determinată după diametrul exterior precizat în STAS;
– coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului din pneu și are valorile:
– pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa (6 bari)
Se adoptă:
Pentru calcule aproximative se poate considera raza liberă egală cu raza nominală:
Raza nominală are expresia:
(2.17)
unde:
D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei (fig.2.3).
d – diametrul interior al anvelopei;
H – înălțimea profilului;
B – lățimea profilului (balonajul).
(2.18)
. (2.19)
Fig.2.3.1. Dimensiunile principale ale anvelopelor
A.3 Definirea condițiilor de autopropulsare
Deplasarea autovehiculului in condițiile cerute de performanțele în ceea ce priveste dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranța si confortul calatoriei, cerinte ce impugn anumite regului si elemente constructive, presupune cunoasterea influentelor exterioare ce se opun inaintarii autovehiculului.
In procesul autopropulsarii autovehiculului, asupra acestuia actioneaza, dupa directia vitezei de deplasare, doua tipuri de forte:
– forțe active – forțele care au același sens cu cel al vitezei de deplasare;
– forțele de rezistență – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.
Fortele de rezistență, cunoscute sub denumirea de rezistențe la înaintare sunt urmatoarele:
– rezistența la rulare – este o foță ce se opune înaintarii autovehiculului și este determinată de fenomenele ce se produc la rularea roților pe calea de rulare;
– rezistența aerului – este o forță ce se opune înaintarii autovehiculului și este datorată interacțiunii dintre autovehiculul în mișcare și aerul considerat în repaus;
– rezistența pantei – este o forță datorată înclinării longitudinale a drumului și reprezintă o forță de rezistență la urcarea pantelor și o forță activă la coborarea pantelor;
– rezistența la demaraj – este o forță datorată inerției autovehiculului în mișcare și reprezintă o forță de rezistență în timpul mișcării accelerate și o forță activă în regimul mișcării decelerate.
Autopropulsarea autovehiculului se datorează energiei mecanice primită de roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibilă cand această energie este în concordanță cu necesarul de momente și puteri pentru învingerea rezistenței la înaintare.
3.1. Rezistența la rulare
Generarea rezistenței la rulare
Rezistența la rulare, , este o forță cu acțiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii roților pe cale și este de sens opus sensului de deplasare al automobilului.
Cauzele fizice ale rezistenței la rulare sunt:
– deformarea cu histerezis a pneului;
– frecările superficiale dintre pneu sic ale;
– frecările din lagarele butucului rotii;
– deformarea caii de rulare
– percuția dintre elementele benzii de rulare și microneregularitățile căii de rulare;
– efectul de ventuze produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața netedă a căii de rulare.
Factorii de influentă asupra rezistenței la rulare
Principalii factori care influențeaza rezistența la rulare sunt:
– viteza de deplasare a autovehiculului;
– caracteristicile constructive ale pneului;
– presiunea interioară a aerului din pneu;
– sarcina normal ape pneu;
– tipul si starea căii de rulare;
– forțele si momentele aplicate roților.
Calculul rezistenței la rulare
Se constată că multitudinea de factori amintiți mai sus face dificilă determinarea cu exactitate a coeficientului rezistenței la rulare în orice moment al rulării roții.
Pentru calculele ingineresti simple se poate adopta valoarea coeficientului rezistenței la rulare în funcție de calitatea drumului pe care se deplasează autovehiculul.
Rezistența la rulare se calculează cu relația următoare:
[N] ,
unde
– reprezintă rezistența la rulare;
– reprezintă coeficientul rezistenței la rulare;
– greutatea automobilului;
– unghiul de încliare longitudinală a drumului.
Rr = 0,018 · 18394 · cos 30 ° = 398,24 N (3.1)
Puterea necesară învingerii acestei rezistențe se calculează cu relația:
[kW] , (3.2)
unde v este viteza exprimată în m/s.
Tab.3.1.Rezistența la rulare
Fig.3.1.Rezistența la rulare
3.2. Rezistența aerului
Noțiuni de aerodinamica autovehiculului
Aerodinamica autovehiculelor se ocupă de fenomenele care se produc la interacțiunea dintre autovehiculul și aerul înconjurător și folosește principiile generale ale aerodianmicii teoretice. În cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forțele și momentele ce acționează, din partea aerului în repaus sau în mițcare, asupra autovehiculelor aflate în mișcare.
La contactul cu corpul caroseriei autovehiculului curentul de aer se desparte: o parte va trece pe deasupra, o altă parte printre caroserie și calea de rulare, iar o a treia parte a curentului de aer va lovi corpul caroseriei.
Dacă se presupune însă că la contactul dintre aer și suprafața caroseriei nu există frecare, atunci scaderea de presiune se transformă în creștere de viteză. Însă la contactul cu caroseria viteza aerului ( considerat în mișcare laminară) scade brusc la zero datorită frecării apărand astfel o variație de presiunii.
Acest fenomen determina rezistenta la inaintarea datorata interactiunii cu aerul. Fiind inevitabila se incearca realizarea unei forme optime ce presupune resurse minime pentru invingerea acestei rezistente.
Influența formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale
Pentru a urmării această influență se consideră corpuri simple si corpuri de caroserie pentru care au fost determinati coeficientii aerului .
Fig.3.2.Coeficienții aerului
Acest coeficient este strans legat de forma corpului și de aceea modificări ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit micșorarea acestuia, aceasta fără a afecta imaginea de ansamblu a autovehiculului.
Calculul rezistenței aerului
Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației:
(3.3)
unde : – este densitatea aerului: =1,225 kg/;
cx– coeficientul de rezistențș al aerului;
A – aria secțiunii transversale maxime;
V – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s].
Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie dupa desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontală utilizand relația:
A= BH
unde: B este ecartamentul autovehiculului [m];
H este înaltimea autovehiculului [m];
Valorile medii alea parametrilor aerodinamici sunt prezentate in tabelul 3.3.
Pentru a calcula rezistența aerului pentru un autoturism 4×4 primit prin tema de proiectare se ulilizează relația de mai sus, iar pentru a calcula puterea necesară învingerii rezistentei aerului se calculează cu relația:
Fig.3.3.Rezistența aerului
3.3. Rezistența la urcarea pantei
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, forța de greutate generează o componentă după direcția deplasării dată de relația:
(3.4)
Aceasta forță este forța de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) si forța activă la coborarea pantelor.
Alegerea unghiului de înclinare longitudinal a căii se face în funcție de tipul si destinația automobilului (tabelul 3.4.).
Avand prin tema de proiectare un autoturism 4×4, adică două punți motoare, alegem din tabelul 3.4., valorile ungiului de înclinare longitudinală a căii de rulare intre 28-35 .
Calculul rezistenței la pantă și a puterii necesare învingerii rezistenței la pantă este prezentat în tabelul următor :
Pe baza acestui tabel se întocmeste graficul rezistenței la pantă, puterii necesare învingerii rezistentei la pantă funcție de gradul de înclinare longitudinal al căii de rulare.
Fig.3.4.Rezistența la pantă
3.4. Rezistența la demarare
Regimurile tranzitorii ale mișcării autovehiculului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei ( demarări ) și reduceri ale vitezei ( franări ). Rezistența la demarare ( ) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcari accelerate a autovehiculului.
Ca urmare a legaturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor de transmisie și roților. Masa autovehiculului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară, iar piesele în rotație accelerații unghiulare.
Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printru-un coeficient , numit coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație.
Rezistența la demarare este astfel dată de relația:
(3.5)
unde: este masa autovehiculului [kg]
este coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație;
accelerația mișcării de translație a autovehiculului [m/].
3.5. Rezistența totală a drumului
Avand în vedere că din partea căii de rulare apar: se poate definii o rezistență totală a drumului care se calculează cu relația următoare:
= (3.6)
Relația de mai sus exprimă rezistența totală a drumului în care:
unde : – coeficientul rezistenței totale a drumului
Pentru drum orizontal =f , astfel :
3.6. Ecuația generală de mișcare rectilinie a autovehiculului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe o cale cu înclinare , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este dat de bilanțul de tracțiune, care reprezintă ecuația de echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
[N] (3.7)
unde: este forta activă
rezistentele la înaintare
Înlocuind rezistențele la înaintare în relația de mai sus se obține:
(3.8)
reprezentand ecuația de mișcare rectilinie a autovehiculului.
Deplasarea cu viteza maximă
La deplasarea cu viteza maximă rezistentă la demarare devine zero.
; ; – drum orizontal.
astfel ecuația de mișcare rectilinie a autovehiculului devine:
alegem urmatoarele valori:
f=0,018; =1,225 kg/; Cx = 0,37
(3.9)
Deplasarea pe rampa maximă
La deplasarea pe rampa maximă rezistența la demarare devine zero.
Astfel, ecuația de mișcare rectilinie a autovehiculului devine:
(3.10)
Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii ( R ), dată de relația : R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga · [ N ] unde : – coef. rezistenței totale a căii ;
Pentru valorile adoptate anterior = 0,3
Corespunzător condițiilor formulate anterior, coeficientul rezistenței specifice a căii capătă forma :
FR max = Ga · max =18394·0,366 = 6732.2 N (3.11)
A.4. Calculul de tracțiune
4.1. Determinarea mărimilor specifice ale motorului
Calcul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite în exemplele ce însoțesc capitolele 1 și 2 și în condițiile precizate în capitolul 3 să fie capabil să realizeze performanțele impuse în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
Studiul soluțiilor similare oferă informații legate de tipul motorului utilizat precum și informații legate de modalitatea de amplasare a transmisiei pentru determinarea randamentului acesteia. Astfel pentru autovehiculul de proiectat cu grupul motopropulsor dispus în față – transversal valoarea calculată a randamentului transmisiei este:
.
Pentru motorul autovehiculului s-au ales valorile mărimilor specifice prezentate în tabelele 4.1. și 4.2.
Tabelul 4.1. Valori ale turațiilor semnificative ale motorului
Tablelul 4.2. Valori ale coeficienților caracteristici ai motorului
(4.1)
(4.2)
Puterea necesară deplasării cu viteza maximă se determină cu ajutorul relației:
(4.3)
Acum se poate calcula puterea maximă a motorului cu ajutorul relației :
(4.4)
4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
Tabelul 4.3. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
Fig.4.1. Caracteristica puterilor
Fig.4.2. Caracteristica momentului motor
Fig.4.3. Caracteristica consumului specific
4.3. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei
Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.
Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizată rațional în următoarele condiții :
a) motorul să echilibreze prin condițiile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obține caracteristica ideală de tracțiune dată de relația:
(4.5)
b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:
(4.6)
c) când rezultă din relația (3.9) o forță la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderența roților cu calea:
(4.7)
Cu cele trei limite câmpul de ofertă are forma din figura 4.1:
– câmpul de ofertă pentru forța la roată;
– câmpul de ofertă pentru puterea la roată.
Fig.4.1. Câmpul de ofertă
Urmărind conturul 1 – 2 – 3 – 4 se obține printr-o transmisie continuă într-o valoare maximă dată de condiția de forță la roată limitată de aderență și una maximă dată de condiția de viteză maximă.
La transmisiile în trepte, pentru a acoperi câmpurile de ofertă în transmisie, sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea condițiilor de deplasare.
4.3.1.Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei
Valoarea maximă a raportului de transmitere itmax, se obține când este cuplată prima treaptă a cutiei de viteze, situație când autovehiculul respectiv poate să urce panta maximă (max) și să aibă potențialul de accelerație maximă la pornirea din loc și evident când se obține la roțile motoare forța de tracțiune maximă limitată de aderență F.
Se calculează cu relația:
(4.8)
unde:
: coeficientul de aderență;
– =0,7
: greutatea aderentă;
– (4.9)
: coeficientul de încărcare dinamică la limita de aderență pentru puntea față;
(4.10)
: raza dinamică;
– rd=0,319 m
: momentul maxim.
Mmax=243 Nm (4.11)
(4.12)
4.3.2 Determinarea valorii minime a raportului de transmitere minim
Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță când motorul funcționează la turația maximă:
(4.13)
unde:
– rr=0,319 m : raza de rulare;
– nmax=5500 rot/min : turația maximă;
– vmax=47,22 m/s : viteza maximă.
(4.14)
4.3.3.Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteză
Raportul de transmitere al transmisiei principale i0 se calculează cu relația:
unde:
– iCVn=1 : raportul de transmitere din ultima treaptă.
Treapta finală a cutiei de viteze fiind treapta cu raport de priză directă, atunci :
(4.15)
Pentru determinarea raportului din prima treaptă a cutiei de viteze se utilizează relația:
(4.16)
4.3.4 Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei
În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă iCV1 și minimă iCVn=1, în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relația:
(4.17)
Se adoptă pentru demaraj patru trepte plus o a cincea treaptă pentru mersul economic.
Mărimea rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze se calculează cu relația:
În tabelul 4.3 sunt prezentate valorile calculate ale rapoartelor de transmitere din cutia de viteze.
Tabel 4.3 Valorile calculate al rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Fig.4.2.Diagrama fierăstrău
Partea B . Performanțele automobilului
5.1. Performanțele dinamice de trecere
5.1.1 Bilantul de tractiune si bilantul de putere
Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra autovehiculului la mișcarea rectilinie, pe un drum oarecare, având admisiunea plină a motorului. Forța totală la roată FR obținută prin însumarea forțelor tangețiale de al toate roțile motoare, echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare, adică: rezistența la înaintare, adică rezistența la rulare r, rezistența la urcarea pantei RP, rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd.
Cunoscându-se rezistențele la înaintare și caracteristicile motorului ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat se poate calcula bilanțul de tracțiune.
Fig.5.1. Forțele care acționează la mișcarea rectilinie
Se determină pe de o parte forța motoare la roțile autovehiculului pentru diferite viteze de deplasare ale autovehiculului și pe de altă parte se calculează suma rezistențelor la înaintare pentru aceleași condiții de deplasare. Rezultatul se prezintă sub formă grafică, mai întâi pentru o singură treaptă a cutiei de viteze și apoi pentru toate treptele (caracteristica de tracțiune).
Bilanțul de tracțiune se calculează cu formula:
(5.1)
Bilanțul de tracțiune al autovehiculului nu se utilizează numai la determinarea forței disponibile pentru accelerare și a vitezei maxime, ci și determinarea rezistențelor pe care la poate învinge autovehiculul la o viteză dată.
Bilanțul de tracțiune pentru treapta a V-a, calculat când se atinge viteza maximă. Formula de calcul este:
(5.2)
unde:
– Ga=18394 N : greutatea automobilului;
– f=0,018 : coeficientul rezistenței la rulare;
– =1,225 kg/m3 : densitatea aerului;
– cx=0,37 : coeficientul de rezistență al aerului;
– A=2,53 m2 : aria transversală;
– g=9,81 m/s2 : accelerația gravitațională;
– : coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație;
– : accelerația autovehiculului.
Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului pornind de la curba momentului:
(5.3)
unde:
– icvk : rapoartele de transmitere ale treptei k de viteză;
– M : momentul motorului;
– t : randamentul transmisiei;
– i : raportul de transmisie al transmisiei principale;
– rd : raza dinamică a pneului.
Forța disponibilă sau forța excedentară care poate fi folosită la învingerea rezistențelor drumului și la accelerarea autovehiculului este:
Tab.5.1.Caracteristica forței la roată
Fig.5.2.Caracteristica forței la roată
Tab.5.2.Bilanțul de tracțiune
Fig.5.3.Bilanțul de tracțiune
5.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica puterilor
Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintă echilibrul dintre puterea la roțile motoare PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare:
(5.4)
unde:
– t : randamentul transmisiei;
– P : puterea efectivă a motorului;
– Pr : puterea necesară învingerii rezistențelor la rulare;
– Pp : puterea necesară învingerii rezistențelor la urcarea pantei;
– Pa : puterea necesară învingerii rezistenței aerului;
– Pd : puterea necesară învingerii rezistențelor la demarare;
Caracteristica puterilor reprezintă curba de variație a puterii la roțile motoare PR ale autovehiculului în funcție de viteza de deplasare a acestuia, v, pentru toate treptele din cutia de viteză.
Tab.5.3.Caracteristica puterilor
Fig.5.4.Caracteristica puterilor
Tab.5.4. Bilanțul de putere
Fig.5.5. Bilanțul de putere
5.1.3. Factorul dinamic și caracteristica dinamică
Prezența greutății ca factor dimensional, caracteristic al automobilului din membrul drept al relației de mai jos face ca performanțele obținute prin studiul diagramei să nu fie concludente ca termeni de comparare, deoarece la valori egale ale forței excedentare calitățile dinamice ale automobilului să nu fie egale.
De aceea, aprecierea calităților de autopropulsare se face cu ajutorul factorului dinamic D, care reprezintă o forță excedentară specifică, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forța de tracțiune excedentară și greutatea autovehiculului, respectiv:
(5.5)
de unde rezultă:
(5.6)
unde: este rezistența specifică de rulare;
este rezistența specifică la urcarea pantei;
este rezistența specifică la demarare.
Expresia factorului dinamic mai poate fi scrisă si sub forma:
(5.7)
Cunoscând valoarea factorului dinamic în priza directă D, se poate determina valoare lui pentru oricare altă treaptă a cutiei de viteze .
Dacă în priza directă , factorul dinamic este:
(5.8)
atunci la o treaptă de viteze oarecare, cu raport de transmitere , pentu aceeași turație a motorului forța la roată se multiplică de ori și viteza autovehiculului se micșorează de ori și atunci factorul dinamic la treapta respectivă este:
(5.9)
Eliminând din ambele ecuații se obține:
(5.10)
Tab.5.5.Caracteristica dinamică a autovehiculului
Fig.5.6.Caracteristica dinamică a autovehiculului
5.2. Performanțele de demarare
5.2.1 Determinarea accelerațiilor și inversul accelerațiilor
Accelerația este un parametru important al demarajului, valoarea acesteia influențând creșterea vitezei medii de exploatare.
Pentru determinarea accelerației se folosește relația de definire a factorului dinamic, din care rezultă formula de calcul a accelerației:
(5.11) \
unde:
– D : coeficientul dinamic;
– g=10 m/s2 : accelerația gravitațională;
– : coeficientul de influență a maselor în mișcare de rotație;
– =sin+fsin : coeficientul de rezistență la înaintare al drumului.
Accelerația autovehiculului este direct proporțională cu diferența (D-), deci este cu atât mai mare cu cât factorul dinamic este mai mare și invers proporțional cu coeficientul de influență a maselor în mișcare de rotație .
Δı = 1.2 Δ2 = 1.15 Δ3 = 1.1 Δ4 = 1.05 Δ5 = 1
Tab.5.6.Caracteristica accelerațiilor
Fig.5.7.Caracteristica accelerațiilor
Tab.5.7.Caracteristica inversului accelerațiilor
Fig.5.8.Caracteristica inversului accelerațiilor
5.2.2. Determinarea timpului și spațiului de demarare
Valorile obținute pentru timpul de demarare sunt:
Tab.5.8.Timpul de demarare
= 7,97 s (5.12)
Fig.5.9.Timpul de demarare
Determinarea spațiului de demarare
Prin timp de demarare se întelege distanța parcursă de autovehicul în timpul demarajului.
Valorile obținute sunt:
Tab.5.9.Spațiul de demarare
126,6m (5.13)
Fig.5.10.Spațiul de demarare
5.3 Performanțele de frânare
5.3.1 Determinarea decelerației
Cazul în care frânează rotile ambelor punți,
Decelerația maximă, în cazul în care se frânează roțile ambelor punți, se obține atunci când toate roțile ajung simultan la limita de aderență. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții poartă denumirea de decelerație maximă posibilă sau decelerația maximă ideală și se exprimă prin relația:
(5.14)
unde: g=9,81 m/s2 este accelerația gravitațională;
=0,7 – coeficientul de aderență.
Cazul în care frânează numai roțile punții din față
Decelerația maximă, în cazul în care se frânează numai roțile punții din față, se obține atunci când roțile frânate ajung la limita de aderență în timp ce roțile punții din spate rulează liber. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții se exprimă prin relația:
(5.15)
unde: b, hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicului;
L – ampatamentul automobilului.
Cazul în care frânează numai roțile punții din spate
Decelerația maximă, în cazul în care se frânează numai roțile punții din spate, se obține atunci când roțile frânate ajung la limita de aderență în timp ce roțile punții din față rulează liber. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții se exprimă prin relația:
(5.16)
unde: a, hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicululuii;
5.3.2. Determinarea timpului de frânare
Timpul de frânare prezintă importanță mai ales in analiza proceselor de lucru ale dispozitivelor de frânare și mai puțin este utilizat pentru aprecierea capacității de frânare a autovehiculelor..
La frânarea ambelor punți, timpul de frânare poartă denumirea de timpul minim posibil de frânare, și se determină, în cazul frânării intre vitezele V1>V2, cu relația:
(5.17)
sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:
[s] (5.18)
în care viteza este exprimată în km/h.
Tab.5.10.Caracteristica timpului de frânare
Fig.5.11.Caracteristica timpului de frânare
5.3.3. Determinarea spațiului de frânare
Dintre parametrii capacității de frânare spațiul de frânare determină în modul cel mai direct calitățile de frânare în strânsă legătură cu siguranța circulației.
La frânarea ambelor punți spațiul minim de frânare, obținut când reacțiunile tangențiale ajung simultan la limita de aderență, spațiul de frânare poartă denumirea de spațiu minim posibil de frânare, și se determină, în cazul frânării intre vitezele V1>V2, cu relația:
(5.19)
sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:
[m] (5.20)
în care viteza este exprimată în km/h.
Din relația spațiului minim de frânare până la oprirea autovehiculului rezultă că acesta este proporțional cu pătratul vitezei inițiale. In cazul în care viteza crește cu 22,5%, spațiul minim de frânare crește cu 50%. De asemenea, asupra spațiului minim de frânare o influență mare o are și coeficientul de aderență. Astfel, pentru un drum orizontal, scăderea coeficientului de aderența cu 30% determină sporirea spațiului minim de frânare cu 43%.
Tab.5.11.Caracteristica spațiului de frânare
Fig.5.12.Caracteristica spațiului de frânare
Partea C. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI
6.1.Studiul soluțiilor similare
Ambreiajul (fig.6.1) reprezintă un cuplaj de legătură între arborele cotit al motorului și arborele primar al cutiei de viteze, fiind amplasat în vecinătatea volantului motorului, cu care este compatibil în dimensiuni.
Acesta se fixează de volantul motorului, mărind astfel momentul de inerție al acestuia, și constituie în cazul ambreiajelor mecanice, un cuplaj de fricțiune, prin care, cu ajutorul forțelor de frecare cuplul motorului se transmite la roțile motoare, prin transmisia autovehiculelor. În cazul ambreiajelor hidraulice el joacă chiar rol de volant.
Fig.6.1. Ambreiajul
Includerea ambreiajului în transmisia autovehiculului are drept scop compensarea principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, funcționare instabilă și mers neuniform al arborelui cotit. El servește la:
cuplarea progresivă a motorului cu restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului;
decuplarea temporară a transmisiei la:
pornirea motorului termic, în vederea atingerii regimului de funcționare regimului de funcțională stabilă a acestuia;
schimbarea treptelor de viteză;
frânarea automobilului până la oprire;
limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei și motorului (cuplaj de siguranță);
izolarea între motor și transmisie a vibrațiilor torsionale provenite din funcționarea motorului și din deplasarea automobilului pe cale.
Constructiv, ambreiajul este constituit din partea conducătoare, partea condusă și sistemul de acționare.
Partea conducătoare reprezentată prin volanta motorului și mecanismul de ambreiaj, cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin legături permanente cu arborele cotit al motorului. Partea conducătoare se află întotdeauna în același regim de mișcare cu arborele cotit al motorului (fig.6.2).
Partea condusă reprezentată de discul de ambreiaj și arborele ambreiaj (dacă acesta există ca piesă distinctă), cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin legături permanente de arborele primar al cutiei de viteze, cu care se află în același regim de mișcare.
Fig.6.2. Compunerea ambreiajului
Sistemul de acționare, reprezentat prin mecanismul de debreiere, furca și un dispozitiv extern de comandă, mecanic sau hidraulic, cuprinde totalitatea elementelor ce participă la stabilirea sau desfacerea legăturii, numită legătură de cuplare, dintre partea conducătoare și partea condusă.
Starea normală a ambreiajului este cuplată. Trecerea ambreiajului din stare decuplată în stare cuplată se obține în urma acțiunii de debreiere, iar trecerea din starea cuplată în starea decuplată se obține în urma debreierii.
După felul legăturii de cuplare se deosebesc:
ambreiaje mecanice : ambreiajele la care legătura de cuplare este reprezentată de forțele de frecare ce iau naștere în suprafețele frontale de contact ale părților conducătoare și condusă sub acțiunea unor forțe normale de apăsare dezvoltate în sistemele mecanice rigide sau elastice;
ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiajele): ambreiajele la care legătura de cuplare se obține printr-un lichid, după principiul de lucru al mașinilor hidraulice rotative;
ambreiaje electromagnetice : ambreiajele la care legătura de cuplare este consecința unui câmp electromagnetic indus ansamblului condus de ansamblul conducător.
Un ambreiaj bine conceput și corespunzător reglat trebuie să îndeplinească o serie de cerințe, dintre care:
la decuplare să asigure desfacerea rapidă și totală a legăturii dintre motor și transmisie, pentru a da posibilitatea schimbării treptelor de viteză fără șocuri și pentru a preîntâmpina uzura prematură a ambreiajului prin existența frecării mecanice din suprafețele de contact atunci când automobilul este oprit cu motorul în funcțiune și din cutia de viteze cuplată;
la cuplare să asigure cuplarea lină și completă a motorului cu transmisia, adică să permită o creștere progresivă a momentului pe care îl transmite, pentru a se evita pornirea bruscă din loc a automobilului și apariția unor solicitări dinamice însemnate în transmisie. Cum în fazele cuplării ambreiajului o parte din energia motorului se transformă prin patinarea ambreiajului în căldură, ambreiajul trebuie să fie capabil să preia întreaga căldură rezultată, fără a se produce creșteri periculoase de temperatură, și să o cedeze cu ușurință mediului exterior;
în stare cuplată, în toate condițiile normale de funcționare ale automobilului, să asigure transmiterea integrală a momentului maxim al motorului, fără patinare, iar în regimurile în care pot apărea suprasarcini dinamice să limiteze, prin patinare, creșterea momentului, evitându-se astfel suprasolicitarea organelor transmisiei. De asemenea, față de caracterul periodic variabil al momentului motorului și aleatoriu variabil al rezistențelor de înaintare, ambreiajul trebuie să asigure izolarea transmiterii vibrațiilor de torsiune între motor și transmisie.
În afara condițiilor impuse ambreiajului în diversele faze de funcționare, acesta trebuie să mai îndeplinească următoarele : momentul de inerție al părții conduse, solidare la rotație cu arborele primar al cutiei de viteze, să fie cât mai mic, un moment mare prelungind durata de egalizare a vitezelor unghiulare ale roților dințate ce urmează a fi cuplate, pe toată durata de funcționare, parametrii de bază să varieze cât mai puțin, cuplate; pe toată durata de funcționare, parametrii de bază să varieze cât mai puțin, eventualele reglaje impuse de corectarea parametrilor urmând să se mențină timp îndelungat; să aibă durată de serviciu și o rezistență la uzură cât mai mari; să aibă dimensiuni geometrice și mase cât mai reduse; să confere siguranță în funcționare printr-o construcție simplă și ieftină.
În construcția de automobile, ambreiajele mecanice, de fricțiune, au căpătat răspândirea cea mai largă, dat fiind faptul că ele satisfac în bună măsură cerințele principale, respectiv : sunt simple, ieftine, sigure în exploatare, ușor de manevrat și au momente de inerție mici ale pieselor părții conduse. Funcționarea ambreiajelor mecanice este bazată pe folosirea forțelor de frecare ce apar între suprafețele părților conduse și conducătoare ale acestora.
6.1.2. Soluția adoptată
Ambreiajele mecanice întâlnite în construcția de autoturisme sunt ambreiaje cu arcuri. Partea conducătoare, legată de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care se montează, prin șuruburile 3,carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotație cu carcasa 4, având însă față de ceasta mobilitate relativă de translație, se găsește discul de presiune 6. Pentru realizarea forței necesare menținerii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 și discul de presiune 6 sunt montate precomprimat, arcurile periferice 7, respectiv arcul central diafragmă 9.
Arcurile periferice, dispuse echidistant pe periferia discului de presiune, sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă cu caracteristică liniară. Stările de funcționare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea săgeții elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.
a) ambreiaj cu arcuri periferice b) ambreiajul cu arc central diafragmă
Fig.6.3. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri
La ambreiajul cu arc central diafragmă rolul arcurilor de presiune și al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un disc subțire din oțel de formă tronconică, având o serie de brațe elastice formate din tăieturi. În mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 6 și, prin reazămul 8 din zona mediană, de carcasa 4. Situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcționare, se obțin prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță deformatoare asupra cercului bazei mici.
Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe arborele 11, care, în majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze.
Partea de comandă este reprezentată prin pârghia 13 și prin manșonul de decupare 12.
În stare normală, ambreiajul este cuplat. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7 (fig.6.3.a), respectiv al arcului diafragmă 9 (fig.6.3.b), care, montate precomprimat între carcasa 4 și discul de presiune 6, în tendința de destindere, vor realiza strângerea discului condus între volant și discul de presiune.
Forțele normale de apăsare dintre suprafețele conduse și suprafețele conducătoare vor determina apariția forțelor de frecare, fiecare suprafață de frecare reprezentând o cale de legătură dintre părțile condusă și conducătoare. Forțele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rotație, dau naștere momentului capabil al ambreiajului.
Decuplarea ambreiajului se obține când în partea de comandă se dezvoltă o forță de decuplare Fd, sub acțiunea căruia manșonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va rotii pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de către pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a arcurilor, discul de presiune 6 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu frecare dintre părțile conducătoare și condusă. Se obține starea de debreiere (decuplarea motorului de transmisie). Ambreierea după debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se obține prin anularea forței de decuplare Fd din partea de acționare, când, prin destinderea arcurilor în starea anterioară decuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare și partea condusă.
Analizând comparativ construcțiile celor două tipuri de ambreiaje, la ambreiajele cu arcuri periferice se constată următoarele:
apăsarea discului de presiune pe suprafața de frecare se face uniform;
montarea arcurilor impune o serie de prevederi constructive legate de menținerea lor contra acțiunii forței centrifuge la funcționarea motorului și de evitarea acțiunii directe a fluxului de căldură rezultat în fazele de patinare ale ambreiajului;
pârghiile de decuplare impun operații laborioase de reglare pentru dispunerea capetelor inferioare într-un plan paralel cu planul manșonului de decuplare;
fiabilitate redusă datorită existenței unui număr mare de piese și cuple mobile și cu frecare ce intră în compunerea ambreiajului.
Fig.6.4. Caracteristicile de funcționare ale ambreiajelor mecanice cu arcuri
Pentru analiză comparativă a caracteristicilor de funcționare ale celor două tipuri de ambreiaje, în figura 6.4 se prezintă caracteristicile elastice ale arcurilor prin dependența forță elastică (F)-deformație (f), unde curba 1 corespunde ambreiajului cu arcuri periferice, curba 2 ambreiajului cu arc central diafragmă, punctul C corespunde stării cuplate a ambreiajului, h cursa necesară debreierii, punctele D1 și D2 corespund poziției decuplate, punctele U1, U2 corespund detensionării arcurilor cu mărimea u, stării de uzură maximă a garniturilor. Din analiza celor două caracteristici rezultă următoarele:
acționarea ambreiajului cu arc diafragmă este mai ușoară deoarece forța necesară pentru menținerea ambreiajului în poziție decuplată este mai redusă la acest tip de ambreiaj (FD1<<FD2);
ambreiajul cu arc central diafragmă prezintă o progresivitate ridicată la cuplare datorită elasticității mari a arcului diafragmă;
ambreiajul cu arc central diafragmă nu are tendința de patinare la uzarea garniturilor, deoarece momentul capabil al ambreiajului se menține în jurul valorii nominale de nou pe toată durata de funcționare a ambreiajului (corespunzătoare uzării garniturilor cu mărimea h);
toate elementele constructive sunt piese de revoluție, astfel că echilibrarea ambreiajului se face fără dificultate.
La ambreiajele cu arc central diafragmă, în funcție de sensul de acționare al forței de decuplare, se disting două tipuri: ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin comprimare, numit și ambreiaj de tip apăsat și ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin tracțiune, numit și ambreiaj de tip tras.
b)
Fig.6.5. Tipuri constructive de ambreiaje cu arcuri diafragmă
De tip tras
De tip apăsat
Construcția ambreiajului cu arc diafragmă de tip apăsat cuprinde în partea conducătoare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2, discul de presiune 3 și arcul diafragmă 4, montat precomprimat în carcasă. Solidarizarea în rotație dintre discul de presiune 3 și carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice multiple 6, care permit și translațiile relative dintre disc și carcasă necesare decuplării și compensării uzurilor.
Construcția ambreiajelor cu arc diafragmă de tip tras diferă prin modul de montare al arcului diafragmă 1 precomprimat între carcasa 2 și discul de presiune 3 prin rezemarea de carcasă prin cercul bazei mari. Starea decuplată se obține prin depărtarea manșonului de decuplare 4 de volantul motorului.
Fig.6.6. Tipuri constructive de ambreiaje mecanice
Aleg ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă de tip apăsat.
6.2.Elemente de calcul ale ambreiajului
Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motor, în funcție tipul și destinația automobilului și de verificarea la rezistență a principalelor piese componente.
6.2.1.Determinarea parametrilor principali ai ambreiajelor (coeficientul de siguranță, presiunea specifică, creșterea de temparatură la cuplare)
Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului
Parametrii principali care caracterizează construcția ambreiajului se referă la coeficientul de siguranță (), presiune specifică () și creșterea de temperatură () în ambreiaj la pornirea din loc a automobilului.
Determinarea momentului de calcul
În timpul funcționării ambreiajelor, ca urmare a frecărilor normale normale din fazele de cuplare decuplare ale ambreiajului, suprafețele de frecare ale discului conduse sunt supuse uzurii. Față de construcția mecanismului ambreiaj și modul de generare a forțelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determină o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului și în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă momentul capabil al ambreiajului mai mare decât momentul maxim al motorului.
În calculele de predimensionare acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranță al ambreiajului, notat și definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul al ambreajului(MM) și momentul maxim al motorului (MM).
Momentul de calcul se determină cu formula:
(6.1)
Alegerea valorii coeficientului de siguranță al ambreiajului în vederea determinării momentului necesar al ambreiajului se face ținându-se seama de tipul și destinația automobilului, precum și de particularitățile ambreiajului.
Pentru valori mari ale coeficientului de siguranță se reduce intensitatea patinării ambreiajului la uzarea garniturilor de frecare, se reduce lucrul mecanic de patinare și, prin aceasta, se sporește durata de funcționare a ambreiajului și se reduce timpul de ambreiere, îmbunătățindu-se dinamicitatea automobilului.
Mărirea exagerată a coeficientului de siguranță contribuie la apariția unor suprasarcini în transmisie, în special la frânarea bruscă a automobilului, prin diminuarea capacității de protecție prin patinare. În plus, cu cât are valori mai ridicate, cu atât și forța necesară pentru cuplarea ambreiajului devine mai mare.
Ambreiajul la care coeficientul de siguranță are valori reduse protejează bine transmisia de suprasarcini, deoarece patinarea ambreiajului are loc la valori mai mici ale momentului de torsiune, deci mai ușor și mai frecvent în timpul deplasării automobilului. Această situație poate deveni dezavantajoasă, deoarece alunecările frecvente provoacă uzura prematură a discurilor.
De-a lungul duratei de utilizare a automobilului, prin uzarea garniturilor de frecare ale ambreiajului valoarea coeficientului de siguranță se modifică după caracteristica elastică a arcurilor utilizate. Corespunzător reducerii forțelor de apăsare a arcurilor datorită uzării ambreiajului scade și valoarea momentului capabil al ambreiajului. Îndeplinirea cerinței de transmitere integrală a momentului maxim al motorului limitează scăderea coeficientului de siguranță al ambreiajului uzat până la limita: u1.
Ținând seama de precizările de mai înainte, pentru valorile coeficientului de siguranță al ambreiajului, în concordanță cu valorile întâlnite la automobile similare, se recomandă =1,4…1,7 pentru autoturisme cu capacitate normală de trecere, =2,0…2,6 pentru autoturisme cu capacitate mărită de trecere; =3…4 pentru autoturisme de competiții sportive. Valorile spre limita superioară se recomandă în cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale la care reducerea forței elastice este direct proporțională cu uzura garniturilor, iar valorile spre limita inferioară se recomandă în cazul arcurilor centrale diafragmă, la care forța capabilă a arcurilor este puțin influențată de modificarea săgeții de precomprimare a arcului în limita uzurilor normale.
Pentru calcule de dimensionare a ambreiajului se alege =2
(6.2)
Presiunea specifică (p0)
Presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă raportul dintre forța dezvoltată de arcul presiune (F) și aria unei suprafețe de frecare a ambreiajului(A), după relația:
(6.3)
Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată prin tensiunea admisibilă de strivire a materialului constituent al garniturilor. Față de această limită fizică, în adoptarea valorii de predimensionare a ambreiajului sunt de considerat următoarele aspecte:
valori spre limita tensiunii admisibile de strivire favorizează reducerea dimensiunilor constructive ale ambreiajului;
valori mici ale presiunii specifice implică suprafețe mari de frecare, care presupun dezvoltări radiale însemnate ale discurilor conduse și, de aici, creșterea gabaritelor, a maselor și a momentelor de inerție ale părții conduse a ambreiajului. În plus, prin creșterea razelor, se sporesc vitezele tangențiale de alunecare dintre suprafețele de contact la cuplarea ambreiajului, situație în care crește uzura de alunecare a garniturilor.
Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite: ps=0,2…0,6 în cazul garniturilor din rășini sintetice impregnate cu fibră de kevlar sau fibră de sticlă și ps=2…2,5 pentru cele metaloceramice.
Pentru calcule de dimensionare a ambreiajului se alege ps=0,3 pentru garniturile din rășini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau fibre de sticlă.
Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului
La un parcurs urban de 10 Km, frecvența cuplărilor-decuplărilor ambreiajului este de circa 100…300 ori. Se știe că în procesul cuplării și decuplării ambreiajului, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă, prin patinare, în căldură, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului, din care cauză garniturile de frecare funcționează la temperaturi ridicate. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor de viteză, în calcule se consideră situația cea mai dezavantajoasă, cea pornirii din loc. De asemenea, având în vedere durata procesului de cuplare (tc<1,0 s), schimbul de căldură cu exteriorul este redus, astfel că se consideră că întreg lucrul mecanic de patinare se regăsește sub formă de căldură în discul de presiune și volant.
Având în vedere faptul că lucrul mecanic de patinare cel mai mare se produce la plecarea din loc a automobilului, aprecierea și compararea ambreiajelor din punct de vedere al încălzirii se face pentru acest regim.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relația:
(6.4)
unde:
to este creșterea de temperatură;L- lucrul mecanic de patinare;
– coieficient care exprimă partea din lucru mecanic preluat de discul de presiune al ambreajului;
mp este masa pieselor ce se încălzesc;
c= 500 J/Kgeste căldura specifică a pieselor din fontă și oțel.
Ambreajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creșterea de temperatură la pornirea din loc este în limitele 8…16.
Pentru calcule de dimensionare a ambreajului adopt:
(6.5)
unde:
n – turatia motorului la pornirea de pe loc.
Expresia momentului de rezistență Mp este:
unde:
Tabelul 6.1. Valori medii si maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii
Din studiul proceselor reale ce au loc la cuplarea ambreiajului pentru studiul pe modelul simplificat propus se consideră că momentul capabil al ambreiajului (Ma) are o variație liniară cu timpul de ambreiere (t), de forma: , unde k este un coeficient de proporționalitate ;
este coeficientul rezistenței totale a căii de rulare.
(6.7)
(6.8)
(6.9)
6.2.2. Dimensionarea garniturilor de frecare ale ambreiajului
Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale ambreiajului.În aceste condiții momentul capabil al ambreajului este mometul forțelor de frecare, dat de relația:
(6.10)
unde:
i=2n-este numărul suprafețelor de frecare(al căilor de legătură dintre parte conducătoare și partea condusă); n-numărul discurilor conduse ale ambreajului;
– raza medie a suprafeței de frecare;
Re,Ri- razele exterioare și interioare;
-coieficientul de frecare dintre suprafețele discurilor;
Pentru a putea transmite momentul motorului, ambreiajul are nevoie de o suprafață de frecare a cărei mărime se determină cu relația:
unde:
Re : raza exterioară a suprafeței de frecare;
Ri : raza interioară a suprafeței de frecare;
i : numărul de suprafețe de frecare.
Raza exterioară a suprafeței de frecare se determină cu relația:
(6.11)
unde:
Referitor la coeficientul c, ia valori în intervalul (0,50…0,76), care influențează uniformitatea de uzare radială a garniturilor, se fac următoarele precizări: valorile spre limita inferioară ale coeficientului c arată că există o diferență mare între razele suprafețelor de frecare, deci lățime mare, ceea ce are ca consecință o uzarea neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenței mari dintre vitezele de alunecare. În scopul utilizării uniforme, mai ales cazul automobilelor echipate cu motoare rapide, se recomandă folosirea de valori ale coeficientului c spre limita superioară.
(6.12)
Garniturile de frecare sunt piese de uzură ale ambreiajului, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mai multe ori înlocuite. Posibilitatea de înlocuire trebuie să ofere interschimbabilitatea pieselor motiv pentru care garniturile sunt realizate într-o gamă tipodimensională limitată.
Aleg conform STAS 7793-83 pentru garniturile de frecare adopt dimensiunile: 847892/0.648
Tabelul 1.6. Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje
De,Di – diametrul exterior, respectiv interior al garniturii; g-grosimea garniturii
-se adoptă:
De = 280mm
Di = 165mm
G = 3.5mm
Pentru forța normală de apăsare, dată sub forma:
(6.13)
unde:
(6.14)
Atunci, momentul capabil al ambreiajului este:
Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul capabil dat de relația (1.6) este egal cu momentul necesar definit de relația (1.1), adică:
Partea D
CALCULUL SI CONSTRUCȚIA CUTIEI DE VITEZE
Cutiile de viteze actuale s-au diferențiat atât ca principiu de funcționare cât și ca mod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincție între agregatul de lucru ca transformator de cuplu și dispozitivul sau sistemul de acționare prin care se alege regimul optim de funcționare al cutiei de viteze.
Rezistențele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcție de condițiile de concrete de deplasare și corespunzător acestora trebuie să se schimbe și forța de tracțiune la roțile motoare. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că puterea maximă este dezvoltată la turații foarte ridicate.
Automobilul necesită puteri mari și la viteze mici, care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turației minime stabile de funcționare a acestuia. În consecință, automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turației și momentul roților motoare în timpul mersului și să asigure utilizarea integrală a puterii motorului la toate regimurile de funcționare. Acestui scop îi servește cutia de viteze, care îndeplinește funcția unui variator de cuplu și turație în transmisia autovehiculului, asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi și funcționarea motorului la regim de mers încet, în gol, atunci când automobilul stă pe loc.
7.1. Studiul soluțiilor similare
Cutie de viteze și diferențial de la Hyundai cu cinci trepte pentru automobile cu tracțiune față (motor dispus transversal).
Fig. 7.1. Cutia cu angrenaje cilindrice de la Hyundai
Cutia de viteze Fiat
Cutia de viteze Fiat cu 6 trepte este o cutie manuală cu 5 trepte de mers înainte, sincronizate, și una de mers înapoi nesincronizată. Aceasta este dispusă transversal, fiind prevăzută cu roti dințate cu dinți înclinați pentru treptele de mers înainte și cu roti dințate cu dinți drepți pentru mersul înapoi.
Fig.7.2. Cutia de viteze Fiat
Dispunerea treptelor de viteze pentru cutiile manuale cu 6 trepte de mers înainte și una de mers înapoi se poate face în mai multe moduri asa cum se poate observa în imaginile de mai jos.
7.1.2 Descrierea soluției adoptate. Schema cinematică. Descrierea sumară a componentelor
Având în vedere caracteristica autoturismului impus prin tema de proiectare, aleg o cutie de viteze cu 2 arbori paraleli, cu 5 trepte de mers înainte și una pentru mers înapoi, conform figurii 7.3.
Fig.7.3 Cutia de viteze adoptată
Cutia adoptată are 5 trepte pentru mersul înainte și una pentru mersul înapoi. Dinții roților sunt înclinați pentru treptele de mers înainte și drepți pentru mersul înapoi. Folosirea dinților înclinați asigură o bună angrenare-portanță mare, silențiozitate și durabilitate.
Comanda cutiei se face prin intermediul cablurilor și a levierului de comanda. Cutia de viteze primește fluxul de putere de la ambreiaj prin intermediul arborelui primar. Roțile dințate pentru mersul înainte se află în timpul funcționarii în angrenare permanentă, iar cuplarea treptelor se realizează prin intermediul mufelor de cuplare
La deplasarea mufei de cuplare spre dreapta, se realizează o legătura rigidă între roțile dințate corespunzătoare treptei întâi de mers înainte. Similar, la deplasarea spre stânga a mufei de cuplare se realizează legătura pentru treapta a II-a de mers înainte. De remarcat este faptul că mufa de cuplare se află pe arborele secundar al cutiei de viteze, spre deosebire de mufele care se afla pe arborele primar.
Asemănător modului descris mai sus, se realizează și legăturile rigide pentru treptele 3,4,5. Pentru deplasarea în marșarier a autovehiculului, cutia de viteze este prevăzuta cu un arbore suplimentar care se află între arborele primar si cel secundar inversând sensul de rotație al arborelui secundar.
Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele și autoutilitarele ușoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.
Într-o astfel de organizare cutia de viteze cuprinde :
-arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare ale angrenajelor;
-arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile conduse ale angrenajelor și trasmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.
Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt:
• intrarea și ieșirea se face la o anumită distanță (distanța între axele angrenajelor) de aceeași parte, în cazul soluțiilor de organizare a transmisiei de tip totul față (totul spate), când în același carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală și diferențialul, sau în părți opuse în cazul soluției clasice-motor față, punte motoare spate -soluție specifică autoutilitarelor ușoare, derivate din autoturisme;
• la transferul fluxului de putere participă un singur angrenaj de roți dințate, ceea ce determină față de cutia de viteze cu trei arbori:
-un randament superior în toate treptele, exceptând priza directă;
-o gamă de rapoarte mai restrânsă pentru o aceeași distanță între axe; extinderea gamei este posibilă prin adaptarea unui raport subunitar pentru treptele 5 sau 6 cu valori de 0,7….0,85;
• în majoritatea cazurilor treapta de mers înapoi este nesincronizată.
Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză pentru mersul înainte și cu una pentru mers înapoi este prezentată în figura 7.4.
Fig.7.4.Transmiterea fluxului de putere
7.2. Predimensionarea angrenajelor de roți dințate
Calculul cutiilor de viteze urmărește determinarea parametrilor acestora pentru obținerea, din faza de proiectare, a unor calități dinamice și economice optime pentru automobilul respectiv.
Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea și verificarea angrenajelor, dimensionarea și verificarea arborilor, calculul rulmenților, dispozitivelor de cuplare a treptelor și calculul elementelor mecanismului de acționare.
Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea geometrico-cinematică, verificarea de rezistență și verificarea durabilității.
Dimensionarea geometrico-cinematică
Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.
Proiectarea cutiei de viteze este precedată de un studiu al soluțiilor similare de cutii de viteze, utilizate la automobilele din segmentul concurențial în care urmează a se include automobilul proiectat. În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roților dințate să se adopte valori similare celor ale tipurilor similare, existente și care s-au dovedit corespunzătoare. Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar Ms pentru treapta a I-a:
(7.1)
unde: MM= 243 N.m -momentul maxim al motorului;
icv1= 3,73 -raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;
cv= 0,92 -randamentul cutiei de viteze.
Valorile spre limita inferioară se vor alege la cutiile de viteze de autoturisme, unde se impun dimensiuni de gabarit cât mai mici și funcționare cât mai silențioasă, iar valorile superioare (datorită capacității mărite de încărcare a dinților) se vor alege pentru automobilele ce funcționează în condiții grele de exploatare (automobile de teren).
Adopt conform STAS 821-82 modulul normal:
mn=2,8.
Determinarea distanței dintre axe și a numerelor de dinți ai roților dințate se face ținând seama de:
-realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condițiile de conlucrare motor-transmisie, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr întreg de dinți;
-obținerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a numărului minim de dinți;
Pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numerele de dinți ale roților de pe arborele primar sunt date de relația :
(7.2)
iar pentru cele ale arborelui secundar:
(7.3)
Pentru calcularea numerelor de dinti si determinarea distantei intre axe se folosesc valorile rapoartelor CV determinate teoretic ( tab.7.1) si valorile unghiurilor de inclinare (tab.7.2)
Tabelul 7.1 Rapoartele determinate teoretic
Tabelul 7.2. Valorile unghiurilor de inclinare
Pentru efectuarea calculului angrenajelor și pentru determinarea distantei între axe se adoptă un numar minim de dinți al pinionului treptei I.
Tabelul 7.3. Date inițiale
După ce s-a adoptat numărul de dinți ai pinionului și roții corespunzătoare treptei întâi de viteze, se poate calcula distanța dintre axe cu formula:
(7.4)
Pentru o compactibilitate a cutiei de viteza se adopta o valoare a distantei intre axe o voloare intreaga foarte apropiata de valoarea calculata
Din aceste considerente adopt :
a=90 mm
Odată adoptată distanța dintre axe se trece la calculul angrenajelor conform formulelor din tabel.
Tabelul 7.4. Calculul elementelor geometrice
7.2.1 Determinarea numărului de dinți a angrenajelor și a valorii reale a rapoartelor de transmitere
Știind distanta între axe si numarul de dinti ai pinionului din treapta I se determină numerele reale de dinți a celorlalte angreanaje.
Tabelul 7.5. Numărul de dinți ai angrenajelor
Cu numerele de dinți și a rapoartelor de transmisie calculate real și folosind formulele de calcul pentru angrenaje din tabelul 7.5. se vor calcula tabelar pentru fiecare treaptă de viteză (tab.7.6)
Tabelul 7.6.Calculul angrenajelor pentru fiecare treaptă
7.2.2. Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor de roți dințate
Forțele din angrenaje
Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).
Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită este metoda lui Lewis.
Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui.
Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.
Funcție de momentul de torsiune Mc al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:
(7.5)
unde: Mc =momentul la arborele roții conducătoare a angrenajului.
Fig.7.5. Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată
Forța nominală se calculează cu formula:
(7.6)
Componenta radială se calculează cu formula:
(7.7)
și solicită dintele la compresiune.
Componenta axială, care se calculează cu formula:
(7.8)
nu determină solicitări asupra dintelui.
Cu ajutorul relațiilor (7.5 ; 7.6; 7.7; 7.8) se calculeaza tabelar forțele în fiecare treaptă conform tabelului 7.7.
Tabelul 7.7.Forțele din angrenaje
Calculul de rezistență la încovoiere
Pe baza ipotezelor arătate, efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relația:
(7.9)
unde: z =numărul de dinți ai roții conducătoare;
=1,85;
i =coeficient de repartizare al efortului
Coeficientul de repartizare al efortului ține cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculăm gradele de acoperire frontal și suplimentar.
Pentru calculul gradului de acoperire frontal se utilizează relația:
(7.10)
iar pentru gradul de acoperire suplimentar, utilizăm relația:
(7.11)
unde: Re1, Re2 -razele cercurilor de vârf ale roților din angrenajul de calculat;
Rb1, Rb2 -razele cercurilor de bază;
rf -unghiul frontal de angrenare;
rf -unghiul frontal al profilului de referință.
Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de încovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax și de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relația:
(7.12)
Pentru evitarea supradimensionării, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de încărcare ai se adoptă, în mod convențional, cu valori mai ridicate celor definite din condiția de rezistență la valoarea nominală a momentului:
unde: c=1,5 =coeficient de siguranță.
La calculul de verificare al roților dințate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se determină cu relația:
(7.13)
unde: MM -momentul maxim al motorului;
i’t – raportul de transmitere de la motor la angrenaj;
kd=1,5 -coeficientul dinamic.
Valorile efective ale efortului unitar ef se compară în acest caz cu efortul unitar de curgere c al materialului roților dințate. Calculul de rezistență se face tabelar pe baza relațiilor de mai sus.
Tabelul 7.8.Calculul de rezistență
7.2.3. Calculul arborilor și al reacțiunilor
Arborii sunt solicitați la torsiune și la încovoiere sub acțiunea forțelor din organele susținute (roți dințate și elemente de cuplare) și organele de susținere (lagăre).
Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacțiunilor, calculul momentelor de torsiune și încovoiere, determinarea mărimii secțiunilor și verificarea la rigiditate.
Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor
Încărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forțele din angrenarea roților dințate susținute de arbori și din lagărele de montare în carterul cutiei. În figura 7.7. se prezintă schema de încărcare pentru arborii cutiei de viteze cu doi arbori, în cazul obținerii treptei k de viteză.
Forțele din angrenare se determină cu relațiile anterioare. Ținând seama de faptul că asupra arborilor acționează forțe în planuri diferite, pentru ușurarea calculelor, aceste forțe se descompun în componente conținute în planul format de arborii mecanismului reductor și în componente perpendiculare pe acest plan. Datorită faptului că la schimbarea treptelor de viteză se modifică atât forțele, cât și poziția roților active în raport cu reazemele, se schimbă și reacțiunile din lagăre, motiv pentru care se impune determinarea lor prin cuplarea fiecăreia din treptele cutiei de viteze.
Fig.7.7. Scheme de încărcare a arborilor din cutiile de viteze
7.2.4. Dimensionarea arborilor la rezistență
Cunoscând forțele care solicită arborii și punctele de lor de aplicație, se determină pentru fiecare treaptă de viteză valorile momentului de încovoiere Mi și de torsiune Mt.
Momentul încovoietor echivalent, calculat după teoria a III-a de rupere (ipoteza efortului tangențial maxim):
(7.14)
Diametrul arborelui în secțiunea calculată se determină cu relația:
(7.15)
unde: a ech= efortul unitar echivalent admisibil.
La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi și Mt pentru fiecare treaptă de viteză, luându-se în considerație situația cea mai dezavantajoasă.
În scopul asigurării unei rigidități suficiente, efortul unitar admisibil se adoptă în funcție de efortul corespunzător limitei de elasticitate în relația /ai=5…7.
Pe baza relațiilor se determină reacțiunile din lagarele cutiei de viteze conform tabelului 7.9.
Tabelul 7.10. Calculul arborelui primar
Tabelul 7.11.Calculul arborelui secundar
Verificarea rigidității
Solicitările de încovoiere și de răsucire ale arborilor determină apariția unor deformații elastice, care conduc la suprasolicitări ale dinților roților în angrenare, modifică legile angrenării și reduc gradul de acoperire.
În cazul unor deformații mari ale arborilor, polul angrenării execută o mișcare oscilatorie în jurul unei poziții teoretice, determinând, pentru arborele condus, o mișcare de rotație neuniformă și o funcționare zgomotoasă pentru cutia de viteze.
Cunoscând valoarea săgeții în plan orizontal și vertical se determină săgeata rezultantă cu relația:
(7.16)
unde:
– = săgeata maximă admisibilă pentru treptele superioare;
– = săgeata maximă admisibilă pentru treptele inferioare.
Tabelul 7.12. Relații pentru calculul deformațiilor arborilor solicitați la încovoiere
În tabelul 7.13 și 7.14 sunt prezentate valorile săgeților calculate pentru arborele principal, respectiv pentru arborele secundar conform relatiilor din tabelul 7.12
S-au utilizat notațiile:
– fy = săgeata pe direcția axei Oy;
– fz = săgeata pe direcția axei Oz;
– f = săgeata rezultantă;
Tabelul 7.13.Valorile săgeților la arborele primar
Tabelul 7.14.Valorile săgeților la arborele secundar
7.2.5 Calculul de alegere a lagărelor cutiei de viteze
În majoritatea cazurilor lagărele cutiilor de viteze sunt lagăre de rostogolire. În calculul de determinare a rulmenților se ține seama de caracterul sarcinilor, de condițiile de montaj și de durata de funcționare.
Dependența dintre aceste mărimi este dată de relația:
(7.17)
unde: C= capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmentului;
D= durabilitatea necesară rulmentului;
Fe= forța echivalentă medie;
P=exponent ce ține cont de tipul rulmentului (p=3, pentru rulmenți cu bile; p=10/3, pentru rulmenți cu role).
Durabilitatea necesară a rulmentului, egală pentru toate lagărele cutiei de viteze, se dă în kilometrii parcurși. Pentru obținerea durabilității în milioane de rotații se utilizează relația:
(7.18)
unde: icv med= raportul de transmitere mediu al cutiei;
D= durabilitatea necesară a rulmentului;
i0 = raportul de transmitere al punții motoare;
i= raportul de transmitere de la motor la arborele al cărui lagăr se calculează
rr= raza de rulare a roții motoare.
La determinarea forței echivalente medii Fe se ține seama de forțele axiale și radiale ce apar în lagăre în fiecare treaptă a cutiei de viteze. Ea se determină cu relația:
(7.19)
unde: Fk= forța echivalentă corespunzătoare treptei k de viteză;
k= timpul relativ de utilizare a treptei k de viteză;
ech= viteza unghiulară echivalentă a motorului.
Forța Fk se determină cu relația:
(7.20)
unde:
– = forța radială din lagăr, corespunzătoare treptei k de viteze;
– zk, yk = reacțiunile din lagăr;
– xk= forța axială din lagăr;
– X= coeficientul de transformare a sarcinii locale Rk în sarcină circumferențială;
– X= coeficientul de transformare a sarcinii axiale în sarcină radială;
– V= coeficientul de rotație.
Coeficienții X și Y se aleg din cataloagele de rulmenți, în funcție de tipul rulmentului și de încărcarea lagărului.
Tabelul 7.15. Sarcinile echivalente la arborele primar
Tabelul 7.16.Sarcinile echivalente la arborele secundar
În tabelul 7.17. sunt prezentate valorile pentru capacitățile de încarcare.
Partea E. PUNTEA MOTOARE FAȚĂ
8.1. Generalități
În procesul autopropulsării, din interacțiunea roților cu calea, iau naștere forțe și momente de reacțiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forțe și momente și de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei și cadrului sau caroseriei automobilului.
Puntea din față trebuie să satisfacă o serie de condiții, dintre care: să asigure preluarea integrală a forțelor ce apar în timpul deplasării automobilului; să asigure cinematică corectă și o bună stabilitate roților de direcție; să aibă o greutate proprie mică pentru a se reduce greutatea părții nesuspendate a automobilului; să asigure manevrabilitatea automobilului și uzura minimă a pneurilor; să fie suficient de rezistentă și rigidă în exploatare.
În funcție de natura și de mărimea forțelor și momentelor care acționează asupra lor,roțile automobilului pot fi:
-roți motoare (antrenate): sunt roțile care rulează sub acțiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;
-roți libere (conduse): sunt roțile care rulează sub acțiunea unei forțe de împingere sau tragere, de același sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;
-roți frânate: sunt roțile care rulează sub acțiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roților (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).
Pentru autoturisme, prevăzute cu două punți, organizarea tracțiunii se poate realiza după soluțiile 4×2 sau 4×4, prima cifră indicând numărul roților, iar cea de-a doua, pe cel al roților motoare. Pentru organizarea tracțiunii de tipul 4×2, puntea motoare poate fi dispusă în față sau în spate, iar pentru tipul 4×4 ambele punți sunt cu roți motoare.
Punțile motoare, fața de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcție de modul de organizare a tracțiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roțile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări și anume:
– adaptare geometrică determinată de poziția relativă dintre planul în care se rotește arborele cotit al motorului și planul în care se rotesc roțile motoare;
– adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;
– divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roțile motoare ale punții.
Pentru a-și îndeplinii funcțiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferențialul și transmisiile la roțile motoare.
Preluarea forțelor și a momentelor, precum și transmiterea lor după direcții rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punții, numit mecanismul de ghidare al roților. Mecanismul de ghidare definește, în ansamblul punții, cinematica roții suspendate elastic prin intermediul suspensiei.
Se definesc astfel punți rigide, punțile la care prin oscilația unei roți față de caroserie poziția relativă dintre roți rămâne nemodificată (punți cu oscilația dependentă a roților), și punți articulate, punțile la care oscilația unei roți față de caroserie determină modificarea poziției relative dintre roțile punții (punți cu roți independente).
Legătura în punte dintre mecanismele fluxului de putere și mecanismul de ghidare se face prin butucul roții.
8.2. Elemente componente ale punților din față
La punțile din față motoare deosebim: mecanismele transmiterii momentului motor și mecanismul de ghidare al roților. Pentru a permite schimbarea direcției de mers, roțile punții din față montate pe fuzete se pot roti față de axa longitudinală a automobilului în jurul pivoților. Pentru punțile nemotoare construcția se simplifică prin eliminarea mecanismelor de transmitere ale momentului motor.
8.3. Transmisia principală
Transmisia principală cuprinde toate mecanismele din punte care realizează o demultiplicare a turației motorului.
Rolul transmisiei principale este de a mări momentul motor primit de la transmisia longitudinală sau de la arborele primar al cutiei de viteze și de a-l transmite, prin intermediul diferențialului și arborilor planetari, la roțile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 față de axa longitudinală a automobilului.
Fig.8.1.Transmisia principală
Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regulă constant, numit raportul de transmitere al punții motoare (notat io), reprezintă adaptarea cinematică necesară impusă de conlucrarea motor transmisie. Pentru a realiza această funcție, prin construcție transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturismele la care valoarea necesară a raportului de transmitere este cuprinsă în intervalul de valori 3…5, transmisia principală este constituită dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple.
Adaptarea geometrică a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direcționarea lui de la axa în jurul căreia se rotește arborele cotit al motorului la axa transversală a automobilului, în jurul căreia se rotesc roțile motoare. Această funcție se realizează în transmisia principală prin tipul angrenajului utilizat și anume angrenaje cu axe ortogonale în cazul dispunerii longitudinale a motorului și angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversală a motorului.
Atunci când motorul este dispus transversal, transmisia principală este organizată sub forma unui angrenaj de roți cilindrice 1 și 2 cu axe fixe (fig.8.2). Pentru a sporii rigiditatea arborilor cutiei de viteze și pentru a deplasa carterul punții motoare spre axa longitudinală a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se execută corp comun cu arborele secundar, în capătul din consolă al arborelui secundar. Coroana cilindrică 2 a diferențialului, împreună cu diferențialul, sunt dispuse în carterul punții, plasat în zona ambreiajului.
Fig.8.2.Transmisia principală organizată sub forma unui angrenaj de roți cilindrice
Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determină forțe axiale mult mai mici față de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagărele diferențialului, se utilizează de regulă rulmenți radiali axiali cu bile.
La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru descărcarea rulmenților arborelui secundar de forțele axiale din angrenajele cu dinți înclinați ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adoptă pentru sensul înclinării dinților pinionului același sens ca pentru roțile dințate din cutia de viteze.
8.3.1. Elemente de calcul ale transmisiei principale
Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare și verificare al angrenajelor de roți dințate, de dimensionare și verificare al arborilor și al rulmenților.
Determinarea momentului de calcul
(8.1)
unde:
– icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă;
– este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.
Calculul de rezistență și dimensionare al angrenajelor de roți dințate cilindrice
Tabelul 8.1. Date inițiale
Conform STAS 821-82 adopt modulul normal : mn=2,8 mm
Pe baza datelor inițiale necesare, calculul elementelor geometrice ale angrenajelor sunt prezentate în tabelul 8.2.
Tabelul 8.2. Calculul elementelor geometrice
Forțele din angrenaje
Cea mai frecvent folosită metodă pentru calculul danturii este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui.
Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.
În funcție de momentul de torsiune Mc al arborelui, forța tangențială se determină cu relația :
(8.2)
unde:
– Mc : momentul la arborele roții conducătoare a angrenajului.
Forța nominală :
N (8.3)
Componenta radială solicită dintele la compresiune.
(8.4)
Componenta axială nu determină solicitări asupra dintelui:
(8.5)
Fig. 8.3. Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată
Calculul de rezistență la încovoiere
Pe baza ipotezelor efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relația:
(8.6)
unde:
– z : numărul de dinți ai roții conducătoare;
– =1,85
– i : coeficient de repartizare al efortului.
Coeficientul de repartizare al efortului ține cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculăm gradele de acoperire frontal și suplimentar.
Gradului de acoperire frontal se determină cu relația :
(8.7)
iar pentru gradul de acoperire suplimentar folosim relația :
(8.8)
unde:
– Re1, Re2 : razele cercurilor de vârf ale roților din angrenajul de calculat;
– Rb1, Rb2 : razele cercurilor de bază;
– rf : unghiul frontal de angrenare;
– rf : unghiul frontal al profilului de referință.
Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de încovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax și de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relația:
(8.9)
În cazul metodei Lewis, când se consideră că întreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte și se neglijează efectul compresiunii axiale dat de componenta radială a forței normale, rezultă o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionării, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de încărcare ai se adoptă, în mod convențional, cu valori mai ridicate celor definite din condiția de rezistență la valoarea nominală a momentului:
(8.10)
unde:
– c=1,5 : coeficient de siguranță.
La calculul de verificare al roților dințate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se determină cu relația :
(8.11)
unde:
– MM : momentul maxim al motorului;
– i’t : raportul de transmitere de la motor la angrenaj;
– kd=1,5 : coeficientul dinamic.
Valorile efective ale efortului unitar ef se compară în acest caz cu efortul unitar de curgere c al materialului roților dințate.
Tabelul 8.3. Valorile efortului unitar efectiv de încovoiere
8.3.2. Verificarea la durabilitate a angrenajelor
În afara unei rezistențe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf, scoaterea din funcțiune a angrenajelor în exploatare apare frecvent datorită depășirii limitei de rezistență a materialului, provocată de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizată de capacitatea de funcționare îndelungată până la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor și până la apariția oboselii materialului.
Pentru efectuarea calcului de durabilitate se consideră că motorul dezvoltă un moment mediu echivalent Mech, la o turație medie echivalentă ech.
Momentul mediu echivalent se calculează cu relația :
(8.12)
unde:
– Mrmed : momentul mediu la roțile motoare;
– icvmed : raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;
– t : randamentul mecanic al transmisiei.
Momentului mediu la roțile motoare este :
(8.13)
unde:
– : forța specifică medie la roțile motoare;
– Ga : greutatea automobilului;
– rr : raza de rulare a roții;
– i0 : raportul de transmitere al transmisiei principale.
Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determină cu relația:
(8.14)
unde:
– k : timpul relativ de utilizare a treptei de viteze;
– icvk : raportul de transmitere în treapta k de viteză;
– n : numărul de trepte ale cutiei de viteze.
Turația medie echivalentă :
(8.15)
unde:
– : viteza medie de deplasare a automobilului.
Numărul de solicitări la care este supus un dinte, pe durata exploatării între două reparații capitale (considerat ca durabilitate necesară), se determină cu relația :
(8.16)
unde:
– : timpul relativ de utilizare a treptei respective;
– S : spațiul parcurs de automobil între două reparații capitale;
– i”t : raportul de transmitere de la roțile motoare până la angrenajul calculat;
– rr : raza de rulare a roții.
Calculul la solicitarea de oboseală la încovoiere
Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală se determină din relația (8.6), prin înlocuirea momentului Mc cu Mechi’t, Mech fiind determinat de relația (8.13) și i’t raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.
Eforturile unitare efective obținute la calculul la oboseală a danturii se compară cu efortul unitar la oboseală la încovoiere după ciclul pulsator N, dat de relația:
(8.17)
unde:
– -1 : efortul unitar pe ciclu simetric;
–
– r : efortul unitar de rupere;
– N : numărul de cicluri pentru roata dințată care se calculează;
Angrenajele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzătoare din punctul de vedere al rezistenței la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea :
(8.18)
unde:
– k’ : coeficientul de siguranță la calculul la oboseală; coeficientul k’ se poate calcula cu relația:
(8.19)
unde:
– : coeficient de dinamicitate;
– c : coeficientul de siguranță, se determină cu relația:
(8.20)
– k1 : coeficient ce ține seama de concentrația sarcinii pe lungimea dintelui;
– k2 : coeficient care ține seama de siguranța necesară de funcționare;
– k3 : coeficient care ține seama de precizia metodelor de calcul.
– : coeficienți care țin seama de precizia de prelucrare și de calitatea suprafețelor flancurilor dinților.
Tabelul 8.4. Solicitarea de oboseală la încovoiere
Calculul la oboseală la solicitarea de contact
Efortul unitar efectiv de contact de contact, pefc, se determină, în acest caz cu relația (8.12), unde forța tangențială Ft=Ft ech, care se ia în calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turație medie echivalentă ech.
Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie să depășească efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilității impuse.
Efortul unitar admisibil la contact este dat de relația:
(8.21)
unde:
– pNc : efortul unitar de contact la oboseală, pentru un anumit număr de cicluri
echivalente Nech;
– c’ : coeficient de siguranță;
Efortul unitar de contact pentru calculul de oboseală se determină cu relația:
(8.22)
În cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale oțelurilor din care sunt executate roțile dințate, pentru calculul la oboseală al flancurilor dinților, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilității la solicitarea de contact knc,dat de relația:
(8.23)
unde:
– Nb : numărul ciclurilor durabilității de bază;
– Nech : numărul de cicluri de solicitare corespunzătoare durabilității cerute.
Tabelul 8.7. Solicitarea de contact
8.4. Diferențialul
Diferențialul este un mecanism, inclus în puntea motoare, care divizează fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principală în două ramuri, transmise fiecare câte unei roți motoare, oferind totodată roților punții posibilitatea, ca în funcție de condițiile autopropulsării, să se rotească cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiții de autopropulsare care impun roților să se rotească cu viteze unghiulare diferite sunt următoarele:
– deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioară curbei are de parcurs un spațiu mai mic decât roata exterioară curbei;
– deplasarea rectilinie pe căi netede, când roțile punții au de parcurs spații egale iar automobilul, din diverse cauze, are roțile punții cu raze inegale; diferența dintre raze poate fi datorată presiunii inegale din pneuri, repartizării încărcăturii asimetric fața de axa longitudinală a automobilului, pneurilor la cele două roți de simbol diferit, sau grad diferit de uzură;
– deplasarea rectilinie pe căi cu denivelări când, datorită distribuției aleatoare a denivelărilor sub formă de gropi și ridicături, roțile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.
În condițiile de mai înainte, în lipsa diferențialului, în mecanismele punții apar încărcări suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.
8.4.1. Cinematica și dinamica diferențialului
Fig.8.4 Cinematica diferențialului
Cinematica diferențialului
Diferențialul utilizat la automobile este, în general, cu roți dințate conice. Elementele unui astfel de diferențial (fig.8.4) sunt: pinioanele planetare 2 și 6, fixe pe arborii 7 ai transmisiilor la roțile motoare, sateliții 5, aflați permanent în angrenare cu roțile planetare 2 și 6, brațul portsatelit (axul) 4 și carcasa 3 a diferențialului. Elementul conducător al mecanismului este brațul portsatelit 4, care primește fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.
Pentru a stabili legăturile cinematice dintre elementele diferențialului se aplică metoda opririi imaginare a elementului conducător (metoda Willis). Metoda constă în a imprima brațului portsatelit o mișcare egală cu mișcarea lui reală, dar de sens opus, când mecanismul planetar devine mecanism cu axe fixe. Mecanismele obținute unul din altul prin metoda descrisă, datorită invariației mișcărilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.
Dacă 1 și 7 erau viteze unghiulare ale arborilor 1 și 7 ai mecanismului înainte de oprirea imaginară și 3 viteza unghiulară a elementului conducător 3, după oprire (prin rotirea imaginară cu -3 în jurul axei centrale OO’ a mecanismului), vitezele unghiulare ale arborilor vor deveni 1-3, respectiv 7-3. Pentru mecanismul cu axe fixe asociat, raportul de transmitere de la arborele 1 la arborele 7 este :
=constant (8.24)
unde R6 și R2 sunt razele de rostogolire ale roților planetare 6 și 2.
În funcție de condițiile de deplasare ale automobilului, se desprind următoarele stări cinematice de funcționare ale diferențialului:
– deplasare rectilinie pe căi netede: în acest caz, în ipoteza roților egale, când roțile au de parcurs spații egale, se obține că 1=7, deci s=0, ceea ce înseamnă că diferențialul nu funcționează, roțile punții comportându-se ca în cazul unei legături directe între ele printr-un arbore rigid;
– deplasare în viraj sau rectiliniu pe căi cu denivelări: parcurgerea de către roți a unor spații inegale se obține când 1 7.
Pentru 7>1,vitezele unghiulare ale roților planetare sunt:
(8.25)
astfel încât, cu cât se mărește viteza unghiulară a roții planetare în avans, cu atât se reduce viteza unghiulară a roții întârziate.
Oprirea bruscă a elementului conducător al punții motoare : la o asemenea oprire, care determină oprirea carcasei diferențialului (3=0), se obține 1=-7, adică roțile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. Această situație de funcționare a diferențialului este deosebit de periculoasă dacă apare în timpul deplasării cu viteze mari, deoarece automobilul, pivotând în jurul punții din spate, își pierde stabilitatea. Pentru preîntâmpinarea unei astfel de situații, toate dispozitivele de frânare ale automobilului sunt plasate, față de circuitul fluxului puterii de autopropulsare, în aval de diferențial.
Deplasarea pe căi cu aderență scăzută: aderența scăzută a căii poate determina ca, la o anumită valoare a forței la roată, una dintre roți să înceapă să patineze. Fenomenul patinării roții este echivalent cu reducerea vitezei de translație centrului roții, roata tinzând să rămână în urma celeilalte roți. Această tendință este compensată de diferențial, care, intrând în funcțiune, reduce turația roții în avans și o sporește pe cea a roții încetinite. Compensarea reducerii vitezei de translație se poate face până când atinge valoarea maximă ()max=23. La această diferență a vitezelor unghiulare ale roților, în funcție de roata la care a apărut tendința de patinare, vitezele unghiulare de rotație ale roților devin:
-1=23 și 7=0, când roata antrenată de arborele 1 tinde să patineze;
-7=23 și 1=0, când roata antrenată de arborele 7 tinde să patineze.
Această situație, echivalentă fizic opririi roții aflate în stare de aderență și transmiterii întregului flux de putere către roata care patinează, determină pierderea capacității de autopropulsare a automobilului. Preîntâmpinarea situației se face prin împiedicarea diferențialului de a funcționa, lucru posibil de realizat prin blocarea diferențialului cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferențialului prin generarea unor forțe mari de frecare.
Dinamica diferențialului.
Dacă momentul de torsiune al carcasei (M3), se transmite prin axa portsatelit 4 fără pierderi (cauzate de frecare) satelitului 5, din condiția de echilibru dinamic al satelitului, acesta este împărțit în părți egale roților planetare 2 și 6, adică:
și
Când 17, datorită vitezelor relative dintre elementele diferențialului, apar forțe de frecare, care, reduse la arborii planetari 1 și 7, vor da un moment de frecare Mf cu sens opus tendinței de modificare a vitezei unghiulare.
Bilanțul de putere al diferențialului este:
(8.26)
Momentele ce revin celor doi arbori planetari nu sunt egale, diferența dintre momente fiind cu atât mai mare, cu cât momentul corespunzător frecării interne din diferențial este mai mare.
Raportul supraunitar al celor două momente, notat cu , se numește coeficient de blocare al diferențialului. Pentru cazul în care 1>7:
(8.27)
Se obțin momentele transmise arborilor planetari:
– pentru arborele întârziat: ;
– pentru arborele în avans: .
Se observă că arborele planetar al roții întârziate este cu atât mai încărcat față de arborele planetar al roții în avans, cu cât coeficientul de blocare , deci momentul de frecare Mf, este mai mare.
Pentru ca diferențialul cu puterea de frecare să-și îndeplinească rolul său cinematic, trebuie ca puterea suplimentară (“puterea parazită”), să fie mai mare decât Pf. la diferențiale cu frecare interioară mărită ( mare), în cazul deplasării p căi bune, când fluxul posibil de “putere parazită” este mare, întotdeauna se realizează condiții de funcționare cinematică a diferențialului. La deplasarea pe căi cu rezistențe mari și cu aderență scăzută, când “puterea parazită” este mică, aceste diferențiale nu vor funcționa, puntea comportându-se ca o punte fără diferențial. În acest fel se evită situația patinării totale a uneia dintre roți și a blocării celeilalte.
8.4.2. Construcția diferențialului
In construcția diferențialelor se disting mai multe soluții, grupate astfel:
• după caracteristicile cinematice se deosebesc diferențiale simetrice și diferențiale asimetrice;
• după caracteristicile dinamice, exprimate prin mărimea frecării interne, diferențialele pot fi: diferențiale simple, diferențiale blocabile și diferențiale autoblocabile.
În afara utilizării diferențialului ca mecanism al punții motoare, în construcția de automobile diferențialul se folosește și ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4×4.
În figura 8.5 se prezintă soluții constructive de diferențiale cu roți dințate conice. Carcasa 4 a diferențialului, solidară de coroana dințată 2 a transmisiei principale, se rotește datorită mișcării primite de la transmisia principală. In carcasă sunt dispuși sateliții 3 și 6 care angrenează în permanență cu 2 roți planetare, fiecare comună cu câte unul din arborii planetari 1 și 5. Fixarea sateliților în carcasă se face prin bolțul 7. Pentru a asigura o centrare bună și o angrenare corectă a sateliților cu roțile planetare, la construcția din fig.8.5, b suprafața frontală a sateliților este sferică.
Constructiv, funcție de tipul și de destinația automobilului, sateliții sunt în număr de 2 sau de 4, montați echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor planetare. Prin acest montaj se asigură anularea sarcinilor radiale în pinioane și se reduc dimensiunile roților dințate prin mărirea numărului de dinți aflați simultan în angrenare. Elementele componente ale unui diferențial cu patru sateliți sunt prezentate în figura 8.6.
b)
Fig. 8.5. Construcția diferențialului simplu cu roti dințate conice
Fig. 8.6. Elementele componente ale diferențialului
cu patru sateliți și cu angrenaje de roți dințate conice
8.4.3. Elemente de calculul diferențialului
Calculul de rezistență al diferențialelor cuprinde calculul roților planetare, calculul sateliților și al axelor sateliților. Pentru calculul organologic este necesar s se stabilească pe baza fluxului de putere care circulă prin elementele diferențialului momentele de calcul.
momentul pentru calculul axei sateliilor:
(8.28)
momentul pentru calculul angrenajului pinion planetar-satelit:
(8.29)
momentul de calcul pentru arborii planetari:
(8.30)
Pentru diferențial aleg materialul 41MoCr11 de îmbunătățire cu următoarele caracteristici:
C=75 daN/mm2 Flim=273 N/mm2 HB=295 N/mm2
r=95 daN/mm Hlim=713 N/mm2
Diametrul axului sateliților este :
(8.31)
Calculul de dimensionare și verificare al angrenajelor conice din diferenial se face după metodologia pentru roti dinate cu dantură dreaptă :
Calculul de rezistență și verificare al angrenajelor
Verificarea la solicitarea de contact :
(8.32)
unde:
–
– ZE=189,8 Mpa1/2 : factorul de material ;
– Z=0,87 : factorul gradului de acoperire;
– ZH=2 : factorul zonei de rostogolire;
– Z=0,87 : factorul înclinării dintelui;
– SH=1,15 : factorul admisibil de siguranță;
– m=0,74 : coeficientul de lățime al roților;
– lim=76,8 Mpa : tensiunea limită de contact.
<
Verificarea la solicitarea de încovoiere:
(8.33)
unde:
YFa=2,5 : factorul de formă al dintelui;
YSa=2 : factorul de corecție a tensiunii la baza dintelui;
Y=0,77 : factorul care ține seama de gradul de acoperire al danturii;
Y=0,8 : factorul unghiului de înclinare al danturii;
SF=1,25 : factorul de siguranță admisibil minim;
Fp=520 N/mm2
(8.34)
Dimensionarea arborilor planetari
Dimensionarea arborilor planetari se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune.
(8.35)
unde:
–
– (8.36)
–
Pentru capătul de arbore adopt conform STAS 1769-68 caneluri cu profil dreptunghiular serie mijlocie cu dimensiunile:
-z=6 caneluri
-b=7 mm
Verificarea la strivire a canelurilor:
(8.37)
Adopt :
Verificarea la forfecare:
(8.38)
Adopt :
Forțele care iau naștere în angrenajele diferențialului:
forțele tangențiale:
(8.39)
forța de strivire dintre axa sateliților și carcasa diferențialului:
(8.40)
forța radială:
(8.41)
Eforturile unitare de forfecare ce iau naștere în axul satelitului :
(8.42)
f < af = 110 Mpa
Eforturile unitare de strivire dintre axul satelitului și satelit :
(8.43)
s1 < as1 = 110 MPa
Strivirea dintre axul satelitului și carcasa diferențialului :
(8.44)
s2 < as2 = 80 Mpa
8.5. Soluții constructive pentru stabilizarea roților de direcție
În scopul asigurării unei bune ținute de drum a automobilului, roțile de direcție se stabilizează. Prin stabilizarea roților de direcție se înțelege capacitatea acestora de a-și menține direcția la mersul în linie dreaptă și de a reveni în această poziție după ce au fost bracate. În acest scop, roțile de direcție și pivoții fuzetelor prezintă anumite unghiuri în raport cu planul longitudinal și transversal ale automobilului.
Fig.8.8.Roată de direcție in coordonate XYZ
În figura 8.8 este reprezentată o roată de direcție în poziția deplasării automobilului în linie dreaptă, într-un sistem de coordonate rectangulare xyz cu originea O în punctul de intersecție a axei fuzetei cu axa pivotului. Planul xOy este paralel cu planul drumului, axa Ox indică direcția longitudinală, iar axa Oy este paralelă cu axa punții din față. Axa Oz este normală pe calea de rulare.
La puntea din față se deosebesc următoarele unghiuri:
– unghiul de înclinare longitudinală a pivotului (unghiul de fugă) este β;
– unghiul de înclinare transversală a pivotului δ;
– unghiul de cădere al roții (înclinare transversală a fuzetei) ;
– unghiul de convergență al roții (înclinare longitudinală a fuzetei) γ.
Unghiurile , β, γ, δ se stabilesc pentru roțile nebracate și automobilul dispus pe un plan orizontal. Valorile acestor unghiuri sunt corelate între ele, putându-se găsi mai multe combinații care să asigure buna stabilitate a automobilului și uzura minimă a pneurilor.
Unghiul de cădere sau de carosaj al roții : – reprezintă înclinarea planului roții față de planul longitudinal al automobilului. Efectul său, stabilizator se manifestă prin împiedicarea tendinței roților de a oscila în limita jocului din rulmenții butucului. Datorită unghiului de cădere , componenta axială ZRsin a reacțiunii normale ZR tinde să împingă butucul roții spre interior, ceea ce face să dispară jocul din rulmenți, și descarcă piulițele din capătul fuzetei.
Fig.8.9.Unghiul de cădere α
Deasemenea, prin micșorarea distanței b (numită deport) dintre roată și pivot, momentul forțelor de rulare, care tind să rotească roata în jurul pivotului, scade, micșorându-se astfel momentul necesar bracării roților.
Ca efecte negative ale acestui unghi sunt uzura pneurilor pe banda exterioară de rulare divergentă a roților (tendința de deschidere). Valorile acestui unghi la automobilele moderne variază între 0°30’ și 130’, putând avea la unele automobile valori nule sau negative.
Mărimea unghiului de cădere, datorită tendinței de rulare divergentă a roților se corelează cu cea a unghiului de convergență, astfel că în rulare roțile trebuie să asigure paralelismul planelor de rotație.
Unghiul de convergență : γ – este format în plan orizontal de planul roții cu planul longitudinal al automobilului. Mărimea convergenței se exprimă, de obicei, prin diferența distanțelor f și s dintre planele jantelor, în plan orizontal, măsurate în fața f și spatele s ale punții. Convergența roții se prevede în scopul micșorării tendinței de deschidere al acestora datorită unghiului de cădere .
Fig.8.10.Unghiul de convergență ϒ
O convergență prea mare provoacă o uzură accentuată a pneurilor pe flancurile exterioare, astfel încât se impune ca în timpul mersului rectiliniu (datorită deformării elastice a pneului, torsionărilor din sistemul de direcție și anulării jocurilor) roțile să aibă tendință să ruleze paralel.
Convergența roților este determinată în afară de mărimea unghiului de cădere și de tipul roții.
Dacă roata este nemotoare, rularea ei are loc sub acțiunea unei forțe de împingere F, egală cu rezistența la rulare a roții RR. Forța F se transmite fuzetei roții prin pivot, astfel că rezistența la rulare va determina față de axa pivotului un moment , cu tendința de deschidere a roții.
Cand roata este motoare, în axul ei se dezvoltă forța de tracțiune, Ft, care se transmite mecanismului de ghidare prin pivot. Față de axa pivotului, forța de tracțiune Ft determină un moment , cu tendința de închidere a roții. De aceea, în cazul roților motoare, pentru a compensa tendința de închidere a roții, unghiul de înclinare longitudinală a fuzetei poate lua valori negative (unghi de divergență).
Valorile uzuale pentru γ sunt între 010’ – 030’.
Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului : β (unghiul de fugă) – reprezintă înclinarea față de verticală a axei pivotului (măsurată în plan longitudinal), în așa fel că prelungirea axei sale întâlnește cale în punctul B, situat înaintea punctului A de contact roată-cale. Mărimea unghiului de fugă poate fi exprimată și prin distanța , care reprezintă lungimea brațului sub care acționează forța laterală.
Fig.8.11.Unghiul de fugă β
Dacă un automobil se deplasează în curbă , în centrul său de greutate acționează forța centrifugă Fc, echilibrată de reacțiunile laterale Y1 și Y2 la punțile automobilului și aplicate în punctele de contact ale roților cu calea. Datorită înclinării longitudinale a pivotului, reacțiunea Y1s și Y1d ale roților din stânga și din dreapta dau naștere la un moment stabilizator Ms, dat de relația:
Fig.8.12.Deplasarea în curbă
Acest moment stabilizator caută să readucă roțile în poziția de mers în linie dreaptă. Efectul stabilizator al unghiului β, determinat de reacțiunile laterale ce apar la deplasarea în viraje depinde de viteza de deplasare a automobilului. De aceea, acest moment poartă denumirea și de moment stabilizator de viteză.
Unghiul de înclinare transversală a pivotului : δ – este unghiul format de axa pivotului și verticală, măsurat în plan transversal. Rolul acestui unghi este ca și al celui de fugă, de readucere a roților după efectuarea virajului în poziția corespunzătoare mersului rectiliniu și de a menține această mișcare.
Fig.8.13.Unghiul de înclinare transversală δ
Datorită virării roții în jurul pivotului înclinat, centrul ei tinde să se deplaseze în jos cu mărimea. Deoarece roata se sprijină pe cale, această coborâre nu este posibilă, rezultând o ridicare a pivotului, respectiv a punții.
8.6. Mecanismele transmiterii momentului
Transmisiile transversale sunt unități funcționale independente ce fac legătura între roțile planetare ale diferențialului și butucii roților motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite fluxul de putere pentru autopropulsare.
Cuplajele unghiulare ce intră în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori formează cu aceștia o transmisie bimobilă.
8.6.1. Cuplaje unghiulare
Cuplajele unghiulare ce intră în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori formează cu aceștia o transmisie bimobilă.
a. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate. Cel mai simplu cuplaj unghiular utilizat este cuplajul cardanic. Sincronismul mișcării se obține prin înserierea a două articulații cardanice și prin respectarea unor condiții de montare.
Articulația bicardanică cu cruce, cunoscută sub numele de cuplaj HOOKE, (fig.8.14) se obține prin scurtarea elementului intermediar. Deoarece furcile exterioare 1 și 2 se pot înclina independent de furca intermediară, nu se asigură sincronismul transmiterii mișcării la unghiuri mari, motiv pentru care sunt fără utilizare actuală. Pentru înlăturarea acestui inconvenient, articulațiile bicardanice cu cruce se prevăd, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigură o interdependență între cele două unghiuri prin menținerea furcii intermediare în planul bisector al furcilor exterioare.
Fig.8.14. Cuplaje unghiulare bicardanice fără dispozitiv de centrare
La articulația bicardanică din figura 8.15.a, cunoscut sub numele de cuplaj Spicer, dispozitivul de centrare este o cuplă tetramobilă de tip sferă-cilindru. In cazul articulației bicardanice din figura 8.15.b, cunoscută sub numele de cuplaj bicardanic homocinetic Borg-Warner, centrarea este asigurată de o cuplă tetramobilă superioară. Cuplajele unghiulare de acest tip sunt cvasihomocinetice, decalajul unghiular fiind de până la 7` pentru un unghi de înclinare de 24o. Această particularitate a permis utilizarea lor atâta timp cât vitezele unghiulare și momentele erau modeste.
Fig.8.15. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare
Cuplajul Tracta asigură transmiterea sincronă a mișcării de rotație între arborii cuplați, legătura dintre elementele cuplajului fiind realizată prin cuple de translație. Forma și poziția cuplelor de translație dintre furcile 1 și 4 ale cuplajului și elementele intermediare 2 și 3 asigură simetria construcției și deci transmiterea sincronă a mișcării de rotație. In figura 8.16.b este reprezentată varianta constructivă a cuplajului Tracta utilizat la automobile.
Fig.8.16. Cuplaj unghiular Tracta
Principalele avantaje ale acestor cuplaje sunt: construcție simplă și compactă; nu necesită condiții deosebite de ungere sau de întreținere; capacitate portantă mare; permit unghiuri mari între axe (până la 50o). Cuplajul necesită o carcasă sferică, etanșă, fixă pentru păstrarea mediului de ungere și pentru susținerea lagărelor arborilor. Se utilizează în special la antrenarea roților motoare și a roților de direcție ale automobilelor cu capacitate mărită de trecere, destinate să lucreze în condiții grele.
b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la bază un mecanism spațial desmodrom simetric format din două elemente, condiția de simetrie fiind asigurată de cupla de centrare dintre elemente, care, pentru îmbunătățirea condițiilor de transmitere a mișcării, este realizată cu elemente intermediare de rulare. Cuplajele unghiulare de acest tip mai des întâlnite în construcția de automobile sunt cuplajele de tip Weiss și Rzeppa.
Cuplajul unghiular homocinetic Weiss fabricat de firma Bendix, de unde și denumirea Weiss-Bendix, este format din furcile 1 și 2 ce fac corp comun cu arborele condus și conducător și care sunt prevăzute cu canalele A sub forma unor arce de cerc, în care se introduc bilele 3. Bilele, în număr de patru, asigură transmiterea momentului, în fiecare sens, prin jumătate din numărul lor, și înclinarea relativă dintre arborii conducător și condus. Bila 4, montată în locașurile centrale B, servește la centrarea celor două furci și la preluarea forțelor axiale din arbori. Fixarea și asigurarea bilei 4 în capătul furcii conducătoare se face prin știfturile 5 și 6. Etanșarea cuplajului este asigurată de o carcasă sferică complexă ce sporește gabaritul radial al acestuia.
Cuplajele Rzeppa asigură transmiterea sincronă a mișcării de rotație între arborele conducător 1 și condus 2 prin intermediul corpurilor de rulare 3, menținute în același plan de colivia 4. Poziționarea coliviei împreună cu bilele în planu1 bisector se face prin realizarea căilor de rulare ale elementului condus pe sfera de rază r, iar a celui conducător pe sfera de rază R, neconcentrice. Căile de rulare ale aceluiași element pot fi înclinate toate în același sens, sau în sens opus cele conjugate, sau alternativ în sensuri opuse. Prin înclinarea căilor de rulare în ace1ași sens se realizează o mai precisă poziționare a coliviei în planul bisector, dar forțele axiale, îndreptate toate în același sens, ating valori mari.
Cuplajele Rzeppa sunt utilizate la turații de până la 1500 rot/min și unghiuri de 37-40o între arbori.
Fig.8.19. Cuplaj unghiular Tracta cu căi de rulare
orientate în sensuri opuse
8.6.2. Cuplaje unghiular-axiale
Cuplajele unghiular-axiale ce intră în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori, formează cu aceștia o transmisie trimobilă.
a. Cuplaje Rzeppa. Pornind de la cuplajul unghiular cu colivie autopoziționată la care căile de rulare ale elementului condus sunt drepte, iar poziționarea elementelor de rulare în planul de simetrie se realizează de către colivia ghidată sferic în carcasa exterioară a cuplajului, se obțin cuplaje Rzeppa unghiular-axiale. Varianta tehnică a unui cuplaj unghiular-axial Rzeppa este reprezentată în figura 8.20. Oferta unghiulară este de 22o iar compensarea axială poate ajunge până la 45 mm.
Fig.8.20. Cuplaj unghiular-axial Rzeppa
Deplasarea relativă axială la cuplajele Rzeppa poate fi realizată și prin înserierea unui cup1aj axial cu un cuplaj unghiular. La cuplajul din figura 8.21, deplasarea axială se realizează prin îmbinarea telescopică, cu caneluri, dintre arborele 1 și corpul sferic 2.
Fig.8.21. Cuplaj unghiular Rzeppa cu deplasare telescopică
b. Cuplaje tripode. La baza cuplajelor tripode simple se găsește cupla cinematică complexă trimobilă, obținută prin legarea în paralel a trei cuple pentamobile. Denumirea de “tripod”, introdusă de firma Glaenzer Spicer și acceptată, se referă la forma specială a elementelor cinematice (trei picioare) care permit legarea în paralel a trei cuple cinematice simple. Cuplele pentamobile simple legate în paralel pot fi de tipul cilindru-cilindru (fig. 8.22.a), sau sferă-plan (fig.8.22.b).
b)
Fig.8.22. Cuplaje unghiular-axiale tripode
Se știe că, în cazul legării în paralel a cuplelor cinematice, mobilitatea cuplei cinematice complexe rezultate este egală cu suma mobilităților comune a tuturor cuplelor componente. In cazul de mai înainte, mobilitățile comune relative sunt și , deci cuplele cinematice tripode sunt unghiular-axiale.
În figura 8.23. se reprezintă o variantă a cuplajului unghiular-axial tripod cu largă utilizare la automobilele cu puntea din față motoare.
Fig.8.23. Elementele constructive ale cuplajului unghiular-axial tripod
La acest cuplaj, mișcarea cu alunecare (mai ales în timpul funcționării ca și cuplaj axial) este înlocuită parțial prin mișcarea de rulare a galeților sferici 1 în căile de rulare ale elementului 3. Pentru reducerea pierderilor prin frecarea dintre galeții 1 și fusurile elementului tripod 2, la unele construcții se utilizează galeți sferici, montați pe ace, sau role.
Elementul tripod 2 este montat prin caneluri p arborele 4. Raportul de transmitere i pentru cuplajul tripod cu galeți este:
(8.45)
având valorile extreme:
; ,
unde este un parametru definit de relația:
(8.46)
elementele r, l, , 3 fiind dat în figura următoare:
Fig.8.24. Elementele cinematice ale cuplajului tripod
8.6.3. Transmisii universale
Transmisia universală este un lanț cinematic pentamobil, destinat transmiterii f1uxului de putere prin mișcare de rotație, între arborii a căror poziție relativă este variabilă, fiind posibile trei translații relative (mobilitate axială și transversală) și două rotații relative (mobilitate unghiulară).
Transmisiile universale se obțin prin înserierea cuplajelor mobile prezentate mai înainte și reprezintă arborii planetari ai punților motoare la care există mișcare relativă între roți și partea centrală a punții.
Transmisia universală din figură este realizată prin înserierea a două cuplaje unghiulare de tip cardanic 2 și 4 (articulații cardanice cu cruce) cu un cuplaj axial 3 de tip telescopic. Furca conducătoare a articulației 4 se montează prin șuruburi de o flanșă a pinionului planetar al diferențialului, iar furca condusă 1 a articulației 2, de butucul roții.
Transmisia universală Rzeppa se obține prin înserierea cuplajului unghiular-axial 3 cu cuplajul unghiular 1 prin intermediul arborelui 2.
Transmisia tripodă dublă se obține prin înserierea cuplajului tripod unghiular-axial cu galeții sferici 1 cu un cuplaj unghiular tripod 3, legate cu arborele 2.
Transmisia universală din figură rezultă prin înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1 cu un cuplaj unghiular Rzeppa 2.
Transmisia din figură se obține din înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1, cu un cuplaj bicardanic centrat 2 (v. fig.8.15. a -cuplajul Spicer).
8.7. Mecanismul de ghidare
Constructiv, punțile articulate sunt organizate după schemele cinematice din figura 8.25 și anume:
-punți cu deplasare verticală a roților paralel cu pivoții (fig.8.25.a);
-punți cu deplasare în plan transversal: cu o bară de oscilație (punte pendulară, fig.8.25.b); cu patrulater cu brațe neegale (fig.8.25.c); cu manivelă-culisă oscilantă (fig.8.25.d);
-punți cu deplasare în plan longitudinal: cu o bară de oscilație (fig.8.25.e) sau cu patrulater (fig.8.25.f).
Fig.8.25.Sceheme cinematice ale punților articulate
Punți cu deplasare verticală a roților paralel cu pivoții sau punți ghidate telescopic (fig.8.25.a). Cinematic, un asemenea mecanism de ghidare asigură, la trecerea roții peste denivelări, menținerea neschimbată a poziției unghiulare a roții față de axa automobilului, precum și a ecartamentului și ampatamentului automobilului. Datorită dificultăților de realizare a ghidării, soluția este practic nefolosită.
Punți articulate cu o bară de oscilație. După planul de dispunere al barei de oscilație, se deosebesc două soluții, și anume: punte pendulară (fig.8.25.b) și punte cu oscilare în plan longitudinal (fig.8.25.e).
La puntea pendulară, cinematic, roata se comportă ca la puntea rigidă cu deosebire că lungimea barei de oscilație este mult mai mică decât ecartamentul.
Ca urmare, atât deplasarea laterală a suprafeței de contact cât și unghiul de cădere variază în limite largi. De aceea, o asemenea soluție nu se folosește la puntea din față, fiind mai dezavantajoasă decât puntea rigidă.
Dacă bara este dispusă longitudinal, atunci are loc o variație a ampatamentului și a unghiului de fugă. Cum variația ampatamentului se face prin rularea roții, iar acțiunea stabilizatoare a unghiului de fugă se manifestă numai în viraj, asemenea tipuri de mecanisme de ghidare au căpătat, datorită simplității constructive, utilizare în construcția de autoturisme.
Fig.8.26.Punte articulată de tip McPherson
Soluția adoptată în cazul punții față este cea cu mecanism manivelă-culisă oscilantă (punte McPherson), prezentată în fig. 8.26. Fuzeta 1 este solidară cu cilindrul 2 al amortizorului hidraulic telescopic (care reprezintă biela mecanismului). Axa de pivotare (axa pivotului fals) la virarea roții este determinată de axa comună a articulației sferice 6 de legătură dintre bielă și brațul inferior 5 (manivelă) și a articulației 4 a tijei 3 (culisa) a pistonului amortizorului.
Pentru a se obține o rigiditate mare la greutăți cât mai mici, brațele oscilante (manivelele) se execută, de obicei, sub formă triunghiulară din tablă ambutisată puternic nervurată. Articulațiile cilindrice dintre brațele și cadru sau caroserie, pentru a evita contactul dintre metale – generator și propagator de zgomote – au o construcție elastică.
În figura 8.27. este prezentată construcția unei articulații elastice pentru tija amortizorului la punțile McPherson.
Fig.8.27. Articulație cilindrică (puntea McPherson)
Schema cinematică a unui mecanism de ghidare manivelă-culisă oscilantă este prezentată în fig.8.28. Mecanismul este format din biela 1 comună cu fuzeta 2 a roții, manivela 3 și culisa 4, legată la baza O1O2 a mecanismului prin articulație O2. S-a considerat roata cu raza de rulare rr fără înclinări inițiale ale fuzetei și pivotului.
Fig.8.28. Cinematica roților punților
articulate cu mecanism
manivelă culisă -oscilantă
Dacă z este înălțimea denivelărilor, deplasarea laterală a centrului roții este:
iar a centrului suprafeței de contact:
(8.47)
unde , în radiani, este unghiul de cădere rezultat, definit de relația:
(8.48)
Înlocuind unghiul de cădere dat de relația (8.41.) în relația (8.40) se obține pentru deplasarea laterală a centrului suprafeței de contact relația:
(8.49)
Din relațiile (8.48.) și (8.49.) se observă că prin alegerea corespunzătoare la lungimilor L0 și R1, atât modificarea ecartamentului YA cât și modificarea unghiului de cădere pot fi foarte mici, astfel că mecanismul manivelă-culisă oscilantă asigură cinematica corectă roților punții. Datorită dificultăților de ghidare prin tija amortizorului (dreapta BO2), soluția este limitată la autoturisme mici și mijlocii.
Calculul punților articulate se face pentru regimul frânării. În acest caz asupra punții acționează reacțiunile normale Zs = Zf și reacțiunea tangențială Ffs = Ffd dată de momentul de frânare.
Forțele sunt calculate în ipoteza pivotului vertical și a roții fără înclinări, modelul mecanic echivalent al punții pentru regimul frânării maxime este prezentat în figura 8.29.
Fig.8.29.Schema de calcul a punții in regimul franării
Forțele sunt:
(8.50)
BIBLIOGRAFIE
Tabacu S., Tabacu I., Macarie T., Neagu E., Îndrumar de proiectare – Dinamica Autovehiculelor, Editura Universității din Pitești 2004;
Tabacu I., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Editura Universității din Pitești;
Nicolae V., Crivac Gh., Ilie S., Tehnologii de Fabricare a Autovehiculelor, Editura Universității din Pitești 2002;
Revista AUTObild, nr.9-14, 2015;
http://autocatalog.ro/;
http://www.4tuning.ro/;
http://www.cars-data.com/ro;
http://www.geartronics.co.uk/faq.htm.
http://trucktracks.com/en/
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: AUTOVEHICUL 4 x 4 DE TEREN [310154] (ID: 310154)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.