Doaga Cristian Alexandru Comisia 1 Iulie 2020 [304184]

Universitatea ,,POLITEHNICA”din București

Facultatea Transporturi

Departamentul Autovehicule Rutiere

Specializarea Autovehicule Rutiere

Proiect de diplomã

Suspensie punte fațã pentru autoutilitarã tip furgon cu barã de torsiune

Coordonator Absolvent: [anonimizat].dr.ing. Viorel Mateescu Doagã Cristian-Alexandru

2020

Cuprins

INTRODUCERE……………………………………………………………………………………………5

Capitolul I. Realizarea proiectului de organizare generalã a autovehiculului și ȋncadrarea acestuia ȋntr-un segment de piațã. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului de proiectat [4], [5], [11], [14]……6

1.1 Analiza unor modele similare de autoutilitare……………………………………………………………7

1.1.1 Alegerea modelelor similare conform cerințelor temei………………………………………..7

1.1.2 Analiza caracteristicilor constructive și a parametrilor de performanțã………………………16

1.1.3 Analiza paramterilor dimensionali exterior……………………………………………………21

1.1.4 Analiza principalilor parametri masici………………………………………………………..29

1.1.5 Analiza principalilor parametri energetici…………………………………………………….33

1.1.6 Stabilirea tipului de automobil pe care se va monta suspensia fațã proiectatã [anonimizat]ã……………………………………………………………………………34

Determinarea mãrimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse prin temã……………………………………35

1.2.1 [anonimizat] a subansamblurilor componente ale acesteia………………………………………………………………….35

1.2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util………………………………………39

1.2.3 Întocmirea schiței de organizare generalã și determinarea poziției centrului de greutate. Alegerea pneurilor……………………………………………………………………………………………44

1.2.4.Determinarea poziției centrului de greutate al autovehiculului pentru diverse stãri de încãrcare………………………………………………………………………………………………………………………………………..47

1.2.5.Alegerea pneurilor……………………………………………………………………………..50

Capitolul II. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru suspensia punții din fațã. Alegerea justificatã și definitivarea soluției tehnice pentru suspensie [1], [9]. [10], [12]……………………………….55

2.1 Definiția și rolul sistemului de suspensie…………………………………………………………………56

2.2. Clasificarea suspensiilor și încadrarea subansamblului de proiectat în anumite categorii………………………………………………………………………………………………58

Soluții constructive de punți………………………………………………………………………………..59

2.4 Elemente principale care intrã în compunerea suspensiei………………………………………..64

2.5 Caracteristica de amortizare………………………………………………………………………73

2.6 Tipuri constructive de suspensii cu barã de torsiune posibile pentru echiparea autovehiculului de proiectat………………………………………………………………………………………………………75

2.7 Alegerea justificatã a tipului de suspensie ce se va proiecta……………………………………..77

Capitolul III. Proiectarea generalã a (sub)ansamblului din tema de proiect [1],[5], [8], [9], [12]…………78

3.1 Determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensie……………………………………79

3.2Adoptarea valorilor pentru sãgeata staticã fst, sãgeata dinamică fdși pentru factorul dinamic kd ; Stabilirea caracteristicii elastice necesare……………………………………………………………………80

3.3 Calculul elementului elastic……………………………………………………………………..82

3.4 Calculul rigiditãții suspensiei și a frecvenței oscilațiilor masei suspendate…………………….85

3.5 Calculul amortizorului hidraulic telescopic………………………………………………………87

3.6 Calcule de rezistențã pentru suspensia proiectatã……………………………………………….90

3.6.1 Calculul de rezistențã pentru bara de torsiune…………………………………………90

3.6.2 Calculul de rezistențã pentru tija amortizorului……………………………………….92

Capitolul IV. Studierea unuia dintre urmãtoarele aspecte: diagnosticarea, mentenanța, ȋncercãri ale suspensiei [3], [12], [13]…………………………………………………………………………………….93

4.1 Diagnosticarea și mentenanța suspensiei………………………………………………………..94

4.2 Diagnosticarea arcurilor…………………………………………………………………………97

4.3 Diagnosticarea amortizoarelor…………………………………………………………………..99

4.3.1 Diagnosticarea amortizoarelor prin demontarea de pe vehicul……………………….99

4.3.2 Diagnosticarea amortizoarelor pe vehicul…………………………………………….105

Capitolul V. Proiectarea piesei din componența (sub)ansamblului. Proiectarea barei de torsiune pentru suspensia punți fațã [3], [7], [9], [13], ………………………………………………………………………113

5.1 Condiți tehnice…………………………………………………………………………………..114

5.2 Alegerea materialului……………………………………………………………………………115

5.3 Tratamentul termic………………………………………………………………………………116

5.4 Fișã film de fabricare……………………………………………………………………………117

5.4.1 Aspecte particulare și etapele principale ale procesului tehnologic…………………..118

Bibliografie………………………………………………………………………………………………….119

INTRODUCERE

Autoutilitara desemneazã un autovehicul inferior autocamionului destinat doar transportului de mãrfuri ȋn cantitate micã, uneori asociatã furgonetei. Autoutilitarele se ȋmpart ȋn: camionete, furgonete și camioane sub forma unor pick-upuri mai mari. Ȋn construcția autoutilitarelor se urmãreste creșterea eficienței economice a transportului de mãrfuri, creșterea vitezei de transport și a siguranței de deplasare ȋn traficul rutier.

Vechiculul utilitar este un automobil care prin, construcție și amenajare, este destinat ȋn principal transportului de bunuri, ȋntr-o structurã ȋnchisã sau deschisã. Pentru a servi scopului sãu, transferul rutier de mãrfuri, autoutilitara poate fi dotatã cu remorci, ȋn unele cazuri având atașate diverse echipamente de lucru, cum ar fi lift electric sau hidraulic, ȋncarcatoare, etc pentru a facilita operațiunile de ȋncarcare descãrcare.

Ȋn ultima perioadã constructorii auto ȋși extind preocupãrile pentru ȋmbunatãțirea condițiilor de lucru ale conducãtorului autoutilitarei, prin faptul cã se asigurã un microclimat optim pentru conducerea ȋn siguranțã pe distanțe mari. Se ȋncearcã proiectarea ergonomicã a panoului de bord, toate comenzile fiind amplasate cât mai aproape de șofer, pentru a putea fi urmarite si acționate farã a perturba atenția conducãtorului auto. Ȋn principal, autoutilitarele se folosesc la transportul de mãrfuri, indiferent dacã acestea sunt autoutilitare deschise, ȋnchise sau frigorifice.

Capitolul I

Realizarea proiectului de organizare generalã a autovehiculului și ȋncadrarea acestuia ȋntr-un segment de piațã. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului de proiectat, [4], [5], [11].

Analiza unor modele similare de autoutilitare

Alegerea modelelor similare, conform cerințelor temei, [11]

Pentru proiectarea unui autovehicul se iau ȋn vedere aspecte privitoare la:

– posibilitãțile de realizare a produsului ȋn anumite circumstanțe economice;

– costurile de fabricație și de exploatare, asigurarea unui anumit ciclu de viațã;

– protecția mediului și cerințele pieței.

Parametrii principali ai autovehiculului caracterizeazã construcția și influențeazã direct calitãțile de tracțiune și exploatare ale acestuia și ei trebuie stabiliți în faza inițialã a proiectãrii deoarece condiționeazã mãrimea forțelor și momentelor care solicitã transmisia, caroseria, sistemul de rulare, sistemul de frânare.

De aceea trebuie studiate modelele similare ale autovehiculului ce urmeazã a fi proiectat, modele reale care existã deja pe piațã. Din aceastã analizã a modelelor se poate contura tipul autovehiculului al cãrei suspensie fațã urmeazã a se proiecta.

Ținand cont de tipul autovehiculului și de caracteristicile precizate prin tema de proiect, referitor la masa utilã nominalã (), volumul util () si viteza maximã (, voi considera cã autofurgoneta a cãrei suspensie urmeazã sã o proiectez, este destinatã unui transport de distribuție, putând fi folositã și pentru un transport pe distanțe medii, astfel ȋncât ȋn alegerea modelelor similare, voi avea ȋn vedere ca ampatamentul sã aibã o valoare consideratã normalã pentru categoria respectivã de autovehicul, adicã puțin mai mare de 3000 mm, iar acoperisul sã fie supra ȋnalțat pentru a asigura volumul util impus prin tema de proiect.

De asemenea voi avea ȋn vedere ca ȋnãlțimea podelei furgonului sã permitã ȋncãrcarea și descãrcarea ușoarã a mãrfii transportate.

Pornind de la acești parametrii și valorile lor impuse, din [11] au fost selectate urmãtoarele modele similare de autoutilitare:

1.Ford Transit, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=7,78 m3, masa utilã nominalã de mun=1562 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax= 150 Km/h și este echipatã cu motor MAC, sistem direcție servoasistatã, punte fațã McPherson, suspensie fațã cu arcuri elicoidale, barã stabilizatoare, suspensie spate cu arcuri lamelare și amortizoare gaz.

Soluție de organizare generalã totul fațã, transmisie fațã, iar sistemul de frânare este dublu circuit, servoasistat cu discuri fațã ventilate și spate pline. Sistemul de frânare este prevãzut cu sistemul ABS și cu programul electronic de stabilitate ESP.

2.Mercedes Sprinter, [11]

Reprezintã o autoutilitara caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=7,5 m3, masa utilã nominalã de mun=1545 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax=156 Km/h și este echipatã cu motor MAC rãcit cu aer, sistem direcție servoasistatã, punte fațã independentã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare dispuse transversal, barã stabilizatoare și amortizoare hidraulice. Puntea spate dependentã echipatã cu suspensie cu arcuri parabolice si amortizoare hidraulice.

Tracțiunea se realizeazã pe puntea spate și sistemul de frânare este cu discuri franã fațã ventilate și spate pline, dublu circuit acționând pe diagonalã, frâna de staționare fiind mecanicã pe cablu.

3.Renault Master, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=8 m3, masa utilã nominalã de mun=1465 Kg, o vitezã maximã la deplasarea in palier Vmax=140 Km/h și este echipatã cu motor MAC turboalimentat, servodirecție, puntea fațã independentã echipatã cu suspensie fațã cu arcuri elicoidale, amortizoare hidraulice și bară stabilizatoare, iar puntea spate dependentã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare, amortizoare telescopice și barã stabilizatoare.

Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este dublu circuit cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline spate.

4.Iveco Daily, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu= 7,3 m3, masa utilã nominalã de mun=1500 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax= 156 Km/h și este echipatã cu motor MAC rãcit cu lichid cu ventilator comandat electromagnetic, ambreiaj monodisc uscat cu comandã hidraulicã cu pedalã, sistem direcție servoasistatã, axa fațã, are suspensie cu roți independente cu brațe duble trapezoidale, echipatã cu arcuri barã de torsiune dispuse longitudinal, barã stabilizatoare și amortizoare telescopice hidraulice. Punte spate rigidã, cu reducție simplã, echipatã cu suspensie cu arcuri parabolice monolamã cu tampoane limitatoare de cursã și amortizoare telescopice hidraulice.

Tracțiunea este fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline spate, frâna de serviciu fiind hidraulicã circuit dublu ȋn diagonalã servoasistatã.

5.Citroen Jumper, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=8,9 m3, masã utilã nominalã de mun=1415 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax= 155 Km/h și este echipatã cu motor MAC turboalimentat, servodirecție cu volan reglabil, punte fațã independentã de tip McPherson, punte spate dependenta echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare si tampoane limitatoare de cursã , amortizoare telescopice hidraulice și barã stabilizatoare.

Puntea motoare este cea fațã, sistemul de frânare fiind cu discuri frânã ventilate fațã cu etrier cu dublu piston și discuri frânã ventilate spate cu etrier cu simplu piston.

6.Fiat Ducato , [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=8 m3, masã utilã nominalã de mun=1640 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax= 155 Km/h și este echipatã cu motor MAC turboalimentat, ambreiaj monodisc cu comandã hidraulicã, servodirecție cu pinion cremalierã, punte fațã independentã de tip McPherson cu braț inferior oscilant, suspensie cu arcuri elicoidale, amortizoare telescopice hidraulice și barã stabilizatoare. Punte spate rigidã tubularã, echipatã cu suspensie cu arcuri foi, tampoane limitatoare de cursã și amortizoare telescopice hidraulice.

Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã fațã ventilate și discuri frânã spate pline, frâna de serviciu fiind dublu circuit servoasistatã.

7.Peugeot Boxer, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=8 m3, masa utilã nominalã de mun=1440 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax=155 Km/h și este echipatã cu motor MAC. Punte fațã independentã de tip McPherson echipatã cu braț oscilant, arcuri elicoidale, barã stabilizatoare și amortizoare telescopice hidraulice. Punte spate rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și tampoane limitatoare de cursã precum și amortizoare hidraulice.

Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline spate.

8.Nissan Interstar, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=8 m3, masã utilã nominalã de mun=1420 Kg, o viteza maximã la deplasarea ȋn palier Vmax=143 Km/h și este echipatã cu motor MAC turboalimentat, sistem direcție servoasistatã cu pinion si cremalierã. Puntea fațã independentã de tip McPherson echipatã cu suspensie cu arcuri elicoidale, barã stabilizatoare și amortizoare. Punte spate rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și amortizoare.

Tracțiunea se realizeazã pe puntea fațã, iar sistemul de frânare este dotat cu discuri frânã fațã si discuri frânã spate, frâna de staționare este mecanicã cu acționare pe roțile din spate.

9.Volkswagen Crafter, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=7,5 m3, masa utilã nominalã de mun=1540 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax=145 Km/h și este echipatã cu motor MAC, sistem direcție servoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã independentã echipatã cu suspensie cu arcuri elicoidale și amortizoare cu gaz. Punte spate rigidã echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și amortizoare cu gaz.

Puntea motoare este puntea spate, sistemul de frânare fiind hidraulic cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline spate.

10.Opel Movano, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=9,1 m3, masa utilã nominalã de mun=1454 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax= 147 Km/h și este echipatã cu motor MAC, sistem direcție sevoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã independentã tip Double Wishbone, echipatã cu suspensie cu arcuri elicoidale, amortizoare telescopice și barã stabilizatoare. Punte spate rigida echipatã cu suspensie cu arcuri lamelare și amortizoare telescopice.

Tracțiunea la acest model se realizeazã pe puntea fațã iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și discuri frânã pline spate.

11.LDV Maxus, [11]

Reprezintã o autoutilitarã caroserie tip furgon, cu un volum util al furgonului de Vu=9,1 m3, masa utilã nominalã de mun=1422 Kg, o vitezã maximã la deplasarea ȋn palier Vmax=150 Km/h și este echipatã cu motor MAC, sistem direcție servoasistatã cu pinion și cremalierã. Punte fațã fracționatã de tip McPherson cu barã stabilizatoare , suspensie spate cu arcuri parabolice monolamã.

Puntea motoare este puntea fațã, iar sistemul de frânare este cu discuri frânã ventilate fațã și tamburi pe spate, frâna de serviciu fiind hidraulicã, cu acționare pe diagonalã. Frâna de staționare este mecanicã cu acționare pe roțile din spate.

1.1.2 Analiza caracteristicilor constructive și a parametrilor de performanțã, [4], [5]

Pentru proiectarea suspensiei fațã, a automobilului impus prin tema de proiect au fost alese un numãr total de 11 modele similare .

La baza alegerii celor 11 modele au stat urmãtorii parametrii:

tipul caroseriei (furgon);

masa utilã (mun ≤1600 Kg);

volumul util (Vu ≤9 ;

viteza maximã (Vmax ≤155 Km/h).

Autovehiculele alese ca modele similare, sunt echipate cu motoare MAC turboalimentate, sistem de injecție de tip „rampa comunã” (common rail), motorul este așezat în partea din fațã, transversal, iar tracțiunea fațã este prezenta la 8 din 11 modele deoarece aceastã soluție prezintã urmatoarele avantaje: spațiu de încãrcare mai mare și înãlțime suplimentarã în interior, economie de combustibil și o sarcinã utilã mai bunã decât la modelele cu tracțiune pe spate echivalentã, podea joasã pentru o încãrcare și descãrcare ușoarã.

În tabelele 1.1.-1.3. sunt sintetizate caracteristicile constructive si cele de performanțã ale modelelor similare alese.

Tabel 1.1. Caracteristici constructive ale grupului moto-propulsor ,[5]

Tabel 1.2. Caracteristicile constructive ale sistemelor modelelor similare,[5]

Tabel 1.3. Caracteristici constructive și de performațã al modelelor similare,[5]

Dupã analizarea caracteristicilor prezentate ȋn aceste tabele se pot trage urmãtoarele concluzii:

10 din cele 11 modele similare sunt echipate cu motor cu 4 cilindri, doar unul singur fiind echipat cu motor cu 5 cilindri;

toate cele 11 modele similare alese, sunt echipate cu motor cu aprindere prin comprimare;

din cele 11 modele similare, 8 modele sunt prevãzute cu o cutie de viteze cu 6+1 trepte, 3 modele fiind echipate cu o cutie de viteze de cu 5+1 trepte;

8 din cele 11 modele au puntea motoare fațã, doar 3 modele având puntea motoare spate, de tip rigid echipate cu suspensie care conține arcuri lamelare și amortizoare hidraulice sau amortizoare cu gaz;

dimensiunea anvelopelor 205/75/R16 se regasește la 7 dintre modelele similare alese;

Consumul mixt variazã ȋntre 9 si 10,1 [l/100km];

Viteza maximã ȋn palier variazã ȋntre 140 si 156 km/h.

1.1.3. Analiza parametrilor dimensionali exteriori

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, dimensiunile care reflectã oragnizarea autovehiculului și cele care reflectã capacitatea de trecere a acestuia.

Dimensiunile de gabarit sunt: lungimea totalã (La), lãțimea totalã (la) și ȋnãlțimea autovehiculului (Ha). Dimensiunile care reflectã organizarea autovehiculului sunt: ampatamentul (L), ecartamentul fațã/spate (E1/E2), consola fațã/spate (C1/C2).

Valorile acestor parametri sunt centralizate ȋn tabelul 1.4. iar ȋn figurile 1.1-1.8. sunt prezente histogramele privind repartiția acestor parametri pe numãrul de modele similar alese.

Tabel 1.4. Parametri dimensionali exteriori, in [mm], ai modelelor similare,[8]

Ȋn figura 1.1 se prezintã histograma repartizãrii lungimii totale pentru modelele similare.

Figura 1.1.Histograma repartiției valorii lungimii totale la modelele similare

Lungimea totalã a modelelor similare este mãrimea care variazã cel mai mult. Aceasta ia valori între 4800 mm și 5600 mm. Putem observa cã 6 modele au lungimea totalã cuprinsã în intervalul 4800÷5000 mm, 3 modele au lungimea cuprinsã în intervalul 5200÷5400 mm. Doar un model are lungimea cuprinsã între 5000÷5200 mm și doar un model prezintã o lungime totalã mai mare de 5400 mm.

Variația lãțimii pentru modelele similare este prezentatã mai jos, în figura 1.2.

Figura 1.2.Histograma repartiției valorii lãțimii totale la modelele similare

Lãțimea modelelor alese variazã mai puțin, fiind inclusã într-un interval ce are valoarea minimã 1950 mm și valoarea maximã 2100. Analizând histograma se observã că 8 modele similare au lãțimea situatã în intervalul 1950÷2000 mm și 3 modele în intervalul 2000÷2050 mm. Se observã deci o grupare compactã a valorilor, cu tendința unora dintre constructori de a mãri lãțimea autovehiculelor produse.

Un alt parametru dimensional de gabarit ale cãrui valori trebuiesc analizate este înãlțimea. Variația înãlțimii modelelor similare este prezentatã mai jos în histograma din figura 1.3.

Figura 1.3.Histograma repartiției valorii înãlțimii totale la modelele similare

Valoarea înãlțimii este limitatã inferior de înãlțimea minimã a cabinei și superior de condițiile de siguranțã și stabilitate. Cu alte cuvinte valoarea acesteia trebuie sã permitã poziționarea cât mai joasã a centrului de greutate.

Variația înãlțimii modelelor este cuprinsã într-un interval începând cu 2232 mm pânã la 2472 mm. Din analiza histogramei observãm cã 3 din modele au înãlțimea cuprinsã în intervalul 2232÷2280 mm, alte 4 modele au înălțimea cuprinsã în intervalul 2360÷2440. Doar douã dintre modelele similare au înãlțimea mai mare de 2440 mm, și anume modelul 10 și modelul 11 cu valori ale înãlțimii de 2472 mm, respectiv 2460 mm.

În continuare se vor analiza variațiile ecartamentelor fațã și spate pentru modelele similare alese, variații ce sunt reliefate și în histogramele prezentate în figurile 1.4 și 1.5.

Figura 1.4.Histograma repartiției valorii ecartamentului fațã la modelele similare

Se observã în primul rând faptul cã, deși au valori apropiate, ecartamentele fațã sunt diferite de ecartamentele spate. Diferența dintre acestea este determinatã de diverși factori cum ar fi tipul suspensiei, tipul transmisiei, soluția de organizare generalã, montajul roților spate (jumelate sau simple), lãțimea autovehiculului.

Ecartamentul fațã variază într-un interval destul de restrâns, valoarea minimã a acestuia fiind 1724 mm, iar valoarea maximã 1810 mm. Din analiza histogramei se observã cã mai mult de jumãtate din modele au ecartamentul fațã cuprins în intervalul 1720÷1750 mm. De asemenea se observã cã doar un numãr restrâns de modele au valoarea ecartamentului fațã mai mare de 1800 mm. Acestea sunt modelele numãrul 5,6 și 7 , toate cu ecartamentul fațã de 1810 mm. Mai observãm cã nici unul din modelele similare alese nu prezintã o variație a ecartamentului în intervalul 1750÷1800 mm.

Figura 1.5.Histograma repartiției valorii ecartamentului spate la modelele similare

Ecartamentul spate variazã aproximativ în același interval ca ecartamentul fațã, valoarea minimã este 1690 mm, iar valoare maximã 1810 mm. Șapte modele similare au ecartamentul spate cuprins în intervalul 1700÷1750 mm la fel ca la ecartamentul fațã, 3 modele au ecartamentul spate ceva mai mare cuprins între 1750÷1800 mm, strict pentru roți simple, ȋn modelele similar alese neavând autovehicul cu roți jumelate.

Se observã cã la majoritatea modelelor ecartamentul fațã este mai mare decât ecartamentul spate.

În figura 1.6 prezentatã mai jos se poate observa variația ampatamentului pentru modelele similare.

Figura 1.6.Histograma repartiției valorii ampatamentului la modelele similare

Ampatamentul este principalul parametru dimensional al unui autovehicul care poate stabili chiar varianta de organizare a acestuia, mai ales pentru un vehicul comercial cum este cazul în situația de fațã. Ampatamentul la modelele similare variazã destul de mult, într-un interval cu valoarea minimã de 3000 mm și valoarea maximã de 3500 mm. Din histogramã se observã cã 7 modele au ampatamentul cuprins în intervalul 3000÷3200 mm, restul modelelor având ampatamentele mai mari decât intervalul menționat.

În histograma din figura 1.7 se prezintã variația consolei fațã pentru modelele similare alese.

Figura 1.7. Histograma repartiției valorii consolei fațã la modelele similare

Se observã din histogramã cã variația consolei fațã la modelele similare este uniformã, 4 modele având consola fațã în intervalul 900-950 mm, alte 3 în intervalul 850-900 mm celelalte modele având console fațã ceva mai mari. Existã un singur model cu consola fațã mai micã de 850 mm.

Mai jos, în figura 1.8 se poate observa cum variazã valoarea consolei spate pentru modelele similare alese.

Figura 1.8.Histograma repartiției valorii consolei spate la modelele similare

Consola spate variazã la modelele similare în intervalul 959-1079 mm. Din histogramã se observã că 7 modele din 11 au valoarea consolei spate situatã în intervalul 950-1000 mm. Restul autovehiculelor, deși restrânse la număr prezintã console spate mai mari. Astfel 3 modele prezintã valori cuprinse între 1000 și 1050 mm și doar un model prezinta valori mai mari de 1050 mm și anume autovehiculul marca Iveco Daily.

În urma analizei trebuie menționat cã unele modele din cele 12 alese sunt construite pe aceeași platformã și de aceea prezintã aceleași dimensiuni exterioare.

Analiza principalilor parametri masici, [4], [11]

Principalii parametri masici analizați sunt:

Masa proprie , m0 [kg]

Masa utilã nominalã, mun [kg]

Masa totalã constructivã man [kg]

Masa raportatã, specificã autovehiculelor ce transportã marfã, denumitã coeficientul sarcinii utile (coeficientul de tarã), [-], definit de relația:

(1.1)

Valorile acestor parametri sunt centralizate ȋn tabelul 1.5. iar ȋn figurile 1.9.-1.11 sunt prezentate histogramele valorilor acestor parametri pe numãrul de modele similare.

Tabelul 1.5. Parametri masici, in kg, ai modelelor similare,[11]

Principalii parametrii masici sunt caracterizați de: masa proprie (m0),masa utilã nominalã (mun), masa totalã (ma).

Coeficientul de tarã se calculeazã cu relația :

Coeficientul de tarã () variazã ȋn intervalul (1,11-1,33), valoarea minimã fiind la modelul 1, iar cea maxima la modelele 4 si 5. Valorile intermediare sunt grupate ȋn intervalul 1,25-1,29, 6 modele, 3 modele grupate ȋn jurul valorii de 1,33 și un singur model, numarul 2, spre limita intermediarã (1,13).

Se constatã cã ȋn intervalul 1,25-1,29 sunt cele mai multe modele similare.

În figura 1.9 se poate observa variația masei proprii pentru modelele similare.

Figura 1.9.Histograma repartiției valorii masei proprii la modelele similare

Masa proprie a modelelor similare variazã în intervalul 1700÷2000 kg. Se observã cã jumãtate din modelele similare au masa proprie cuprinsã în intervalul 1800÷1900 kg. Douã dintre modele au masele cuprinse între 1700 și 1800 kg și tot douã între 1900 și 2000 kg. De asemenea masa proprie a autovehiculelor este in corelație cu soluția de organizarea generalã, având ȋn vedere cã 2 din cele 11 modele similare au tracțiunea pe puntea spate.

În figura 1.10 se prezintã variația sarcinii utile maxime pentru modelele analizate.

Figura 1.10.Histograma repartiției valorii sarcinii utile totale la modelele similare.

Sarcina utilã variazã într-un interval cu valoarea minimã 1400 kg și valoarea maximã 1700 kg. Se observã din histogramã cã aproape jumãtate dintre modelele similare au sarcina utilã situatã în intervalul 1400÷1500 kg. Trei dintre modele au sarcina utilã maximã între 1500kg și 1600 kg. Doar un autovehicul prezintã o sarcinã utilã de peste 1600 kg, și anume modelul numãrul 6, Fiat Ducato .

Ultimul parametru masic ce trebuie analizat este masa totalã a autovehiculelor.

Variația acesteia în cazul modelelor similare se poate observa mai jos, în figura 1.11.

Figura 1.11.Histograma repartiției valorii masei totale la modelele similare

Masa totalã variazã, la modelele similare, în intervalul 3200÷3500 kg. Din histogramã se observã cã jumãtate din modele au masa totalã cuprinsã în intervalul 3300÷3400 kg, iar cealaltã jumãtate în intervalul 3400÷3500 kg. Un singur model prezintã o masã totalã sub 3300 kg, și anume modelul numărul 11, cu o masã de 3200 kg.

1.1.5.Analiza principalilor parametri energetici

Parametrii energetici ai modelelor similare care vor fi studiați ȋn aceastã lucrare sunt: cilindreea totalã (Vt), puterea maximã (Pmax), turația la putere maximã (np), momentul maxim (Mmax), turația de moment maximã (nM), puterea specificã

Puterea specificã este un parametru ce ne poate ajuta la observarea caracteristicilor dinamice ale autovehicului și poate fi calculatã cu formula:

[kW/kg] (1.2)

Pentru analizarea tuturor parametrilor menționați mai sus s-a ȋntocmit tabelul 1.6 cu valorile acestora de la fiecare model similar ales.

Tabel 1.6. Principalii parametri energetici ai modelelor similare ,[9]

Dupa analizarea acestor parametri, au fost trase urmãtoarele concluzii: la modelele selectate, motoarele sunt toate cu aprindere prin comprimare, variantã mult mai economicã decât cea de aprindere prin scânteie, toate avand 4 cilindri dispuși ȋn linie cu 4 supape pe cilindru, injecție directã de motorinã de tip common rail (rampã comunã). Ȋntre modelele similare alese, diferențe apar la capacitatea cilindricã, putere și cuplu maxim.

Stabilirea tipului de automobil pe care se va monta suspensia fațã proiectatã și încadrarea acesteia într-un segment de piațã

Ȋn urma analizarii modelelor similare alese și având ȋn vedere cerințele impuse prin tema de proiect , autoutilitara a cãrei suspensie fațã va fi proiectatã, face parte din categoria vehiculelor comerciale cu un numar de 3 locuri (conducator auto și doi pasageri post de conducere), cu masa totalã de 3500 Kg.

Caroseria va fi tip furgon, viteza maximã constructivã de 155 Km/h, iar sarcina utilã maximã se va situa ȋn jurul valorii de 1600 Kg, ambele au fost impuse prin tema de proiect. Motorul va fi unul cu aprindere prin comprimare, amplasat transversal ȋn partea din fațã a autovehicului, iar puntea motoare va fi cea din fațã. Astfel rezultã soluția de organizare generala „totul fațã”, la aceastã soluție schimbãtorul de viteze este cu 2 arbori, lipsind transmisia longitudinalã. Aceastã soluție se poate caracteriza prin, compactitate ridicatã, motorul este dispus ȋn fața axei punții fațã, iar schimbatorul de vitezã și ambreiajul fiind amplasate ȋn continuarea acestuia. Acest tip de soluție de organizare prezintã urmatoarele avantaje:

legaturi simple și scurte ȋntre organele de comandã si grupul motor-transmisie;

sistem de rãcire a automobilului simplificat și redus, deoarece radiatorul este plasat ca la „soluția clasicã” ȋn zona de presiune dinamica maximã;

o încãrcare suficient de mare a roților motoare, ceea ce face ca autovehiculul sa aibã o capacitate destul de bunã pentru urcarea pantelor când este parțial încãrcat;

construcție simplã pentru puntea din spate;

stabilitate mãrita la deplasare ȋn linie dreaptã sub acțiunea vantului lateral și ȋn viraje;

puntea fațã va fi fracționatã, cu suspensia fațã cu bare de torsiune, amortizoare hidraulice și barã stabilizatoare antiruliu. Puntea spate va fi rigidã iar suspensia va fi cu arcuri lamelare și amortizoare hidraulice;

asigurã o utilizare mai eficientã a spațiului total dat de caroserie;

nefiind necesar tunelul pentru transmisia longitudinalã sau pentru comenzi, podeaua este netedã, oferind spațiu de mãrfuri;

poate permite micșorarea ȋnaltimii podelei din spațiul util, pentru a crește ȋnalțimea interioarã, fara a se mãri ȋnalțimea totalã a autovehiculului;

o mai bunã ȋncalzire a habitaclului, datorat lungimii reduse a traseului de ȋncãlzire;

traseul sistemului de evacuare este mult mai lung, avand un spațiu suficient pentru convertizoarele catalitice.

De asemenea soluția de organizare „totul fațã”, prezintã și unele dezavantaje:

motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;

manevrarea mai obositoare a volanului;

pãtrunderea gazelor de motor ȋn caroserie;

uzura mãrita a pneurilor din fațã.

Fațã de cele menționate mai sus, ȋn urma analizei constructive, dimensionale, masice și energetice, la modelele similare alese se poate aprecia cã modelul preferențial adoptat, modelul numarul 4 (Iveco Daily), poate fi considerat drept model preferențial, ȋn sensul cã la predeterminarea parametrilor dimensionali și masici, cât și la stabilirea solutiei de organizare generala a autoutilitarei impusã prin temã, se va ține cont, cu precãdere, de valorile și soluția de organizare generalã existentã la acest model preferențial.

De asemenea sistemul de suspensie care echipeazã puntea fațã de tip fractionatã cu mecanism patrulater prezintã, arc barã torsiune, amortizoare telescopice hidraulice si barã stabilizatoare, aceste setãri generând mai mult spațiu ȋn compartimentul motor și oferã o metodã ușoarã de a seta geometria suspensiei.

Determinarea mãrimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse prin temã

Stabilirea principalilor parametrii dimensionali și masici ai autoutilitarei, precum și a subansamblurilor componente ale acesteia

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, dimensiunile care reflectã oragnizarea autovehiculului și cele care reflectã capacitatea de trecere a acestuia.

Dimensiunile de gabarit sunt: lungimea totalã (La), lãțimea totalã (la) și ȋnãlțimea autovehiculului(Ha). Dimensiunile care reflectã organizarea autovehiculului sunt: ampatamentul (L), ecartamentul fațã/spate (E1/E2), consola fațã/spate (C1/C2).

Unul din primii parametrii predeterminați va fi ampatamentul, acest parametru care face parte din categoria dimensiunilor ce reflectã organizarea automobilului și a cãrei valoare este influențatã de mãrimea sarcinii utile transportate.

Ȋn prezentarea histogramei din figura 1.6. va rezulta cã se poate adopta valoarea ampatamentului, L=3000 mm , o valoare medie a intervalului (3000-3100) mm întâlnitã la majoritatea modelelor similare analizate.

În cazul consolei fațã, din histograma prezentatã ȋn figura 1.7. va rezulta cã intervalul în care se regãsesc cele mai multe valori este (950-1000 mm) de unde rezultã C1=1000 mm.

Valoarea mãrimii consolei spate va influența volumul util al furgonului, drept urmare și valoarea sarcinii utile transportate.

Conform analizei histogramei prezentată ȋn figura 1.8. rezultã cã intervalul (1000-1100) mm se regãsește la majoritatea valorilor consolei spate de la modelele similare.

Din aceastã cauzã și pentru modelul impus prin temã vom adopta o valoare cãtre limita superioarã a acestui interval, C2=1080 mm.

Rezultã valoarea lungimii totale predeterminate a autoutilitarei:

La = L+C1+C2= 3000+1000+1080 mm, [8] (1.3)

La= 5080 mm

Lãțimea totalã a autoutilitarei va avea o valoare cuprinsã în intervalul restrâns întâlnit la modelele similare (1950-2100) mm.

Ca urmare a histogramei din figura 1.2. valoarea de la=2000 mm caracterizeazã tendința prezentã la majoritatea modelelor similare.

Valoarea înălțimii totale a autoutilitarei va influența, de asemenea, volumul spațiului util.

De aceea în conformitate cu histograma prezentatã in conformitate cu figura 1.3. . Se va adopta valoarea Ha=2300 mm , valoare medie a intervalului restrâns (2232-2280) ȋn care se regãsesc majoritatea valorilor întâlnite la modelele similare.

Valorile ecartamentului fațã și spate sunt corelate cu valoarea lãțimii totale adoptate precum și cu valoarea lãțimii anvelopelor montate la cele două punți.

Dupa analiza histogramelor din figurile 1.4. și 1.5. a rezultat cã ȋn intervalul (1700-1750) se regãsesc majoritatea valorilor întâlnite la modelele similare , tocmai de aceea și in cazul autoutilitarei impuse prin temã vom adopta valoarea comună E1=E2=1730 mm.

Dimensiunile exterioare si cele care reflectã organizarea modelului similar ales sunt:

Lungimea totalã, La=5080 mm

Lãțimea totalã, la=2000 mm

Înãlțimea totalã, Ha=2300 mm

Ampatamentul, L=3000 mm

Consola fațã , C1=1000 mm

Consola spate, C2=1080 mm

Ecartamentul fațã/spate, E1=E2=1730 mm.

Reprezentarea graficã a acestor parametrii dimensionali se poate observa ȋn planșa nr 2.

Principalii parametrii masici sunt caracterizați de:

masa proprie (m0);

masa utilã nominalã (mun);

masa totalã maximã constructivã (man).

Masa proprie va avea valoarea predeterminatã m0= 1900 Kg având ȋn vedere reprezentarea repartiției maselor proprii de la modelele similare din histograma prezentatã ȋn figura 1.9.

Aceastã valoare este o medie a intervalului (1800-2000) Kg întâlnit la majoritatea modelelor similare.

Masa utilã nominalã, conform datelor inițiale impuse în tema de proiect, trebuie sa fie =1600 Kg.Vom adopta valoarea =1600 Kg.

Drept urmare va rezulta valoarea totalã maximã constructivã a autoutilitarei:

+

= 1900+1600=3500 Kg.

1.2.1.Stabilirea parametrilor dimensionali și masici ai principalelor componente ale autovehiculului, [5]

Parametri dimensionali și masici ai subansamblurilor influențeazã direct poziția centrului de greutate și încãrcãrile pe punți. Ponderile maselor subansamblurilor autoutilitarei se vor raporta la masa proprie. Pentru a determina parametrii masici ai subansamblurilor se va folosi tabelul cu ponderea maselor subansamblurilor autovehiculelor, prezentat in [5]. La alegerea ponderii masice trebuie sã se ținã seama de particularitãțile constructive atât ale autovehiculului cât și ale subansamblului respectiv.

Capacitatea cilindrica a motorului este un criteriu dupa care se apreciaza masa motorului. Pentru modelul de referințã adoptat, respectiv Iveco Daily, capacitatea cilindricã a motorului este de 2287 cm3, iar masa motorului complet echipat este de 245 kg. Masa unei roți este de 15 kg. Se constatã cã aceste valori se ȋncadreazã ȋn intervalele recomandate pentru ponderile masice, ceea ce mi-a permis sa adopt valorile din tabel.

Tabelul 1.7.Ponderile maselor principalelor subansambluri ale autovehiculului de proiectat,[5]

Odatã cu predeterminarea masei subansamblurilor trebuie sã se evalueze și dimensiunile lor de gabarit sau niște dimensiuni caracteristice. În acest scop trebuie sã se recurgã la datele de la modelele similare , preluate fie din diverse tipuri de documentație , fie prin mãsurãtori directe. În cadrul firmelor, existã documentația necesarã pentru produsele lor, iar pentru alte modele similare se recurge la efectuarea de încercãri minuțioase și apoi , dupã posibilitãți, se determinã direct masele și dimensiunile lor.

Paralelipipedul dreptunghic ȋn care se ȋncadreaza motorul de Iveco Daily are dimensiunile: L=620 mm, l=530 mm, h=803 mm.

1.2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util [5]

Predeterminarea formei și a dimensiunilor interiorului postului de conducere

Organizarea și dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verificã cu ajutorul manechinului bidimensional.

Dimensiunile și forma postului de conducere trebuie sã ofere ergonomie și vizibilitate foarte bune, precum sã asigure un nivel de confort ridicat, cu atât mai mult ȋn cazul tipului de autovehicul ce se proiecteazã, acesta fiind destinat ȋn principal pentru parcurgerea de distanțe medii sau mari. Drept urmare este vorba de un șofer profesionist, care petrece mult timp conducând. De asemenea comenzile principale ale autoutilitarei trebuie sa fie organizate ȋn așa fel ȋncat sã se poatã acționa facil, farã a necesita mult timp de acomodare.

Manechinul bidimensional se executã la scarã din folie de dural sau plastic acrilic și reprezintã conturul fizic al unui adult de sex masculin; constã din tors și segmentele picioarelor ansamblate cu articulații prevãzute cu scãri pentru mãsurarea unghiurilor.

Conducãtorului autoutilitarei trebuie sã i se asigure un spațiu și o poziție corespunzãtoare, astfel: postura sã fie comod fiziologic, sã nu producã obosealã excesivã și ȋmbolnãvire, sã existe libertate de mișcare pentru acționarea volanului, manetelor de comandã și pedalelor, care trebuie sã fie accesibile și plasate astfel ȋncât solicitãrile conducãtorului sã fie minime, ȋn același timp asigurând o vizibilitate corespunzãtoare.

Caracteristicile geometrice ale postului de conducere sunt definite ȋn raport cu punctul R, acesta reprezentând centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional conform STAS R 10666/3-76.Dimensiunile postului de conducere sunt mãsurate ȋn raport cu planele zero vertical și orizontal ale caroseriei, poziția nominalã a vehiculului fiind definitã cu ajutorul ȋnãlțimilor punctelor de referințã fațã și spate ale caroseriei. Dimensiunile din interior sunt mãsurate cu scaunul conducãtorului reglat ȋn poziție normalã de conducere (cel mai retras și cel mai jos).

Figura 1.12. Schema privind dimensiunile postului de conducere conform STAS R 10666/1-76

Dimensiunilor postului de conducere și dispunerea organelor de comandă se stabilesc, conform [5], în concordanțã cu STAS R 10666/1-76. Elementele geometrice privitoare la o serie de lungimi și unghiuri se aleg potrivit cu indicațiile din standard incluse în tabele sub forma unor intervale, limite inferioare sau limite superioare.

Tabelul 1.8. Valorile pentru unghiurile și lungimile postului de conducere

Pentru stabilirea acestor dimensiuni se constituie manechine bidimensionale și tridimensionale care se amplaseazã pe locurile ce urmeazã a fi ocupate de cãtre pasageri. Ȋn urma determinãrilor antropometrice se stabilesc așa numitele grupe dimensionale reprezentative. Grupa reprezentativã x% (0<x<100) este definitã de o persoanã reprezentativã având unele dimensiuni ale corpului mai mari decât dimensiunile corespunzãtoare a x% persoane din ȋntreaga populație adultã. Astfel x% din populația adultã reprezintã dimensiunile respective mai mici sau cel mult egale cu cele ale persoanei respective. Drept urmare utilizarea unui manechin 50% ȋnseamnã cã 50% din populație reprezintã dimensiuni mai mici sau egale cu ale acestui manechin.

Conform standardelor pentru România STAS R 10666/3-76 sunt avute ȋn vedere trei grupe reprezentative: 10%, 50% respectiv 90%, pentru toate cele trei grupe reprezentative lungimea torsului este aceeasi, diferențe apar la lungimile coapselor (vezi figura 1.13).

Figura 1.13. Grupa de reprezentativitate pentru manechine

Manechinul bidimensional se executã la scarã și reprezintã conturul fizic al unui adult de sex masculin; el este format din tors și segmentele picioarelor asamblate cu articulații prevãzute cu scãri pentru mãsurarea unghiurilor.

Deoarece s-a constatat cã dimensiunile torsului variazã nesemnificativ, se folosesc trei manechini, la care variazã doar lungimea picioarelor. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificația acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 ȋnseamnã cã dintr-un numãr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzãtoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numãrul de adulți au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzãtoare acestei tipodimensiuni de manechin.

Conform normelor ECE-TRANS.25, spațiul vital este stabilit pentru un individ, având dimensiunile corporale bazate pe unele studii antropometrice.

Pe baza studiilor antropometrice fãcute pentru categorii variate de populație și vârste, s-a stabilit gradația dimensiunilor indivizilor adulți. S-a stabilit dimensiunea și masa manechinului tridimensional.

În realizarea schiței de organizare generalã ne vom folosi de manechinul bidimensional cu un grad de reprezentativitate de 90%, ale cãrui caracteristici sunt prezentate în figura 1.14.

Tabelul 1.9 Dimensiunile tipodimensiunilor manechinelor bidimensionale

Ȋn figurile de mai jos este prezentat manechinul bidimensional și poziția acestuia la postul de conducere.

Figura 1.14 Manechinul bidimensional

Figura 1.15 Manechinul bidimensional la postul de conducere

Predeterminarea formei și a dimensiunilor cabinei și a compartimentului de marfã

Dupã ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, ȋn continuare se va face dimensionarea cabinei. La stabilirea formei și dimensiunilor cabinei se are ȋn vedere asigurarea unei bune vizibilitați asupra drumului și a unei cât mai bune ergonomii a principalelor comenzi. Ȋn legaturã cu amplasarea comenzilor manuale se ține cont de standardul SR ISO 4040: 1995 “Vehicule rutiere.Localizarea comenzilor manuale, indicatorilor și martorilor”. Cum spune și titlul ȋn standard sunt date recomandãri și ȋn legãturã cu plasarea aparatelor de bord pentru a se asigura o bunã vizibilitate acestora.

Din punct de vedere al spațiului, autoutilitara este ȋmparțitã ȋn douã volume, primul cuprinde compartimentul motor, iar al doilea conține cabina postului de conducere și ȋn spatele ei, compartimentul de marfã. Ȋn cabinã pot lua loc, conducatorul auto ș ȋncã doi ȋnsoțitori ȋn condiții de confort, farã sã fie nevoie de o subdimensionare a scaunelor celor doi pasageri, deoarece dimensiunile habitaclului sunt destul de generoase.

Forma cabinei determinatã ȋn aceastã etapã a proiectului poate fi modificatã ulterior pe baza unor criterii de organizare generalã sau de aerodinamicã.

Ȋn cazul autovehiculelor utilitare stabilirea spațiului util, este dependent ȋntr-o mãsura hotãrâtoare de tipul acetora. Spațiul pentru transportul mãrfurilor este situate ȋn spatele cabinei, având o formã regulate pentru o folosire cât mai eficientã și un volum de 8,3 m3.

Tot pentru postul de conducere, ȋn cadrul cabinei, se va face o verificare conform STAS R 10666/2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% și 50% ale manechinului ȋn pozițiile externe ale scaunului.

Deoarece postul de conducere a fost proiectat cu ajutorul manechinului 90%, ȋn continuare verificarea se va face pentru grupele 10% și 50%.

Figura 1.16 Determinarea formei cabinei și verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10% respectiv 50%.

Figura 1.17 Dimensiunile (cabinei vedere de sus)

Figura 1.18 Amplasarea pedalelor de comandã

Întocmirea schiței de organizare generalã și determinarea poziției centrului de greutate. Alegerea pneurilor

Realizarea schiței de organizare generalã se face ținând cont de soluția constructivã aleasã, în cazul de fațã soluția ,,totul fațã’’ cu motorul și schimbãtorul poziționate transversal și înclinate sub un anumit unghi care va permite amplasarea lor farã a pãtrunde în spațiul cabinei. În schița de organizare generalã, principalele elemente sunt reprezentate la scarã sub forma paralelipipedului ȋn care se ȋncadreaza respectivul element. Soluția de organizare generalã trebuie sã asigure o repartiție a maselor pe punți cât mai convenabilã, sã permitã obținerea unui spațiu util cât mai mare și sã îndeplineascã alte condiții riguroase de siguranțã, economicitate și confort.

Ventilatorul radiatorului amplasat în fațã, nu mai poate fi acționat direct de la motor ci va trebui sã fie acționat de un motor electric. Se observã de asemenea, cã accesul la motor, în acest caz, este mai ușor decât în cazul soluției clasice datoritã poziției avansate a motorului și înclinarea acestuia. Bateria de acumulatori se aflã într-o zonã protejatã și aproape de motor, astfel cãderea de tensiune pe cablurile de la baterie la demaror este micã. Roata de rezervã este poziționatã în zona consolei din spate, sub podeaua autofurgonului. Rezervorul de combustibil va fi plasat sub banchetã în partea dreapta a autovehiculului pentru a nu afecta înãlțimea spațiului util.

Schița de organizare generalã rezultatã este prezentatã mai jos în figura, 1.19, iar desenul de organizare generala a autoutilitarei cu detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului și cu precizarea dimensiunilor de legãturã a (sub)ansamblului cu restul autovehiculului este prezentatã ȋn planșa numarul 1.

1.19. Schița de organizare generalã

1.2.4.Determinarea poziției centrului de greutate al autovehiculului pentru diverse stãri de încãrcare, [4]

Pentru determinarea poziției centrului de masã al autovehiculului este necesarã cunoașterea pozițiilor centrelor de greutate ale subansamblurilor autovehiculului și ale încãrcãturii. Pentru fiecare subansamblu în vederea din profil se delimiteazã din suprafața sa porțiuni care se asimileazã cu dreptunghiuri sau trapeze. Pentru fiecare din suprafețele aferente acestor se poziționeazã centrul de greutate. Pentru simplitate, se considerã ca centrul de greutate se aflã la intersecția diagonalelor figurii respective.

Se alege un sistem de axe de coordonate xoz (figura 1.19.) cu originea în centrul petei de contact cu solul al rotilor punții fațã astfel:

axa ox este axa orizontalã și orientatã spre spatele autovehiculului;

axa oz este axa verticalã, trece prin centrul punții fațã și este orientatã ȋn sus.

Poziția centrului de greutate se determinã în douã situații:

autovehiculul complet descãrcat doar cu conducãtor și aceastã poziție va fi notatã cu indicele 0;

autovehiculul complet încãrcat, poziția fiind notatã cu indicele 1,

Coordonatele centrului de greutate vor fi calculate cu relațiile:

, (1.11)

, (1.12)

unde:

reprezintã masa subansamblului j;

reprezintã numărul de subansambluri;

reprezintã coordonata pe axa ox a subansamblului j;

reprezintã coordonata pe axa oz a subansamblului j.

Tabelul 1.10. Coordonatele centrului de masã pentru diferite subansamble si pentru autoutilitarã, ȋn cele 2 stãri de ȋncãrcare

Coordonatele centrului de greutate pentru autovehiculul neîncãrcat sunt:

, (1.13)

, (1.14)

; (1.15)

unde L reprezintã ampatamentul; a0, a – distanțele de la axul punții fațã pânã la centrul de greutate al autovehiculului în situațiile complet descãrcat respectiv încãrcat; b0, b – distanțele de la axul punții spate pânã la centrul de greutate al autovehiculului în situațiile complet descãrcat respectiv încãrcat.

Coordonatele centrului de greutate pentru autovehiculul încãrcat sunt:

(1.16)

b, (1.17)

; (1.18)

În urma calculelor se obțin coordonatele centrelor de greutate pentru autovehiculul descãrcat și complet încãrcat. Aceste rezultate se vor trece in tabelul 1.11 pentru cele douã cazuri.

Tabelul 1.11. Coordonatele centrului de masã pentru cele douã stãri de încãrcare

Determinarea încãrcãrilor statice pe punți

Distribuția încãrcãrilor la punți influențeazã hotãrâtor performanțele de tracțiune, stabilitatea, maniabilitatea și confortul la oscilații. Din punct de vedere al tracțiunii, la puntea motoare încãrcarea staticã mare este avantajoasã.

Pentru a se asigura stabilitatea și maniabilitatea corespunzãtoare trebuie ca încãrcãrile la punți sã fie astfel încât autovehiculul sã prezinte caracter subvirator. Confortul la oscilații este influențat de distribuția masei autovehiculului evidențiatã prin poziția centrului de greutate și de momente de inerție ale acesteia astfel încât numai cunoașterea încãrcãrilor la punți nu este suficientã pentru a face aprecieri în acest sens. La realizarea organizãrii generale s-a ținut cont cã, atunci când autoutilitara este neîncãrcatã, la puntea din spate încãrcarea sã nu scadã mult fațã de valoare de 50%.

Având poziția centrului de greutate se calculeazã încãrcãrile nominale și relative la punți cu urmãtoarele relații de calcul:

,;, , (1.19)

, ; , , (1.20)

În care este greutatea autovehiculului în ordine de mers , iar este greutatea totalã maximã constructivã a autovehiculului.

În tabelul 1.12 sunt prezentate valorile încãrcãrilor la punți nominale și relative pentru cazul când autovehiculul este complet descãrcat și când este complet încãrcat.

Tabelul 1.12. Încãrcãrile nominale și relative la cele douã punți ale autovehiculului

1.2.5.Alegerea pneurilor, [14]

Alegerea pneurilor trebuie sã respecte recomandãrile producãtorilor auto, ȋn ceea ce privește dimensiunile și modul de exploatare a acestora.Pentru a alege un pneu cu caracteristici funcționale adecvate, este necesar sã se acorde atenție unor serii de criterii importante.

Pe langa acestea, existã diferite standarde de verificare și fabricare a pneurilor. Ȋn Europa existã “European Tyre and Rim Technical Organization – ETRTO” organizația tehnicã europeanã pentru anvelope și jante, pentru a specifica și armoniza dimensiunile jantelor și pneurilor asociate acestora ȋn toatã Uniunea Europeana. Dimensiunile ETRTO se aplicã jantei și anvelopele pentru vehiculele de toate tipurile, inclusiv biciclete.

Pentru siguranța deplasãrilor, este indispensabil ca autovehiculul sã fie dotat cu anvelope de aceeasi marcã și tip pentru toate roțile, nefiind nevoie de pneuri pentru roți jumelate, ȋn cazul modelelor similare nefiind autovehicul cu acest tip de roți.

O caracteristicã esențialã a unui pneu o reprezintã capacitatea portantã, care este definitã prin încãrcarea radialã maximã suportatã de acesta. La aceastã încãrcare se asigurã rularea în condiții de siguranțã pentru un parcurs dat, în condiții precizate de constructor. Încãrcarea normalã maximã a roții constituie criteriul principal de alegere a pneurilor de autovehicul. Fiind ales numãrul de pneuri la fiecare punte, încãrcarea staticã pe pneu corespunzãtoare sarcinii utile maxime calculate a autovehiculului va fi:

, , (1.21)

unde

Gj – încãrcarea staticã a punții j;

Npnj – numãrul de pneuri la puntea j;

Np – numãrul de punți.

Efectuând calculele încãrcãrile statice la cele douã punți vor fi:

la puntea fațã ;

la puntea spate .

Capacitatea portantã necesarã a pneului (în general se recomandã sã se utilizeze pneuri de aceeași tipo-dimensiune la toate punțile) definitã ca fiind încãrcarea radialã maximã suportatã de acesta va fi:

, (1.22)

unde pentru autoturisme și pentru autocamioane și autobuze.

Ȋncãrcarea staticã este mai mare la puntea spate rezultã capacitatea portantã necesarã:.

Din standarde, norme,sau cataloage de firmã se alege pneul cu capacitatea portantã astfel ca (se înțelege cã trebuie sã fie cât mai aproape de ).

Alegerea anvelopelor se va face pe baza unui catalog al producãtorului de anvelope Continental. Aceste anvelope prezintã un certificat de omologare “E2”, din partea (UNECE) – “Uniform provisions concerning the approval of pneumatic tyres for commercial vehicles and their trailers”. La ȋncãrcarea maximã impusã prin tema pentru anvelopa autoutilitarei, anume 1004 daN, se poate alege anvelopa produsã de Continental cu indicele de sarcinã 110, pentru mai multã siguranțã.

Figura 1.20. Citirea corectã a anvelopei, [14]

Drept urmare, se alege modelul “Continental Vancontact 4season 215/75/ R16C 113/R All season”:

Figura 1.21.Modelul de anvelopã ales, [14]

Specificații:

simbolizare: 205/75/R16;

indice sarcinã: 113;

indice vitezã: R;

clasã eficiențã consum: C;

clasã aderențã pe suprafețe umede: A;

tip vehicul: autoutilitarã;

nivel zgomot: 73 dB;

profil: „Vancontact 4season”.

Dimensiuni:

lãțimea secțiunii anvelopei: mm;

seria anvelopei: rezultã cã înãlțimea secțiunii anvelopei va fi: mm;

diametru (inch): 16;

construcția anvelopei: radialã-R.

Figura 1.22. Principalele caracateristici ale pneului, [14]

Observãm cã pneul ales se ȋncadreaza ȋn clasa C, asta simbolizând coeficientul de rezistențã la rulare.

Conform noilor reglementãri introduse ȋn anul 2012, pe tot teritoriul Uniunii Europene a fost introdus sistemul de etichetare a anvelopelor, care conferã importante informații de siguranțã și de mediu pentru fiecare anvelopã. Aceasta ne permite sa comparãm anvelopele ȋn funcție de aderența pe carosabil umed, eficiența consumului de carburant și nivelul de zgomot produs la rulare, acesta fiind de 73 dB ȋn cazul pneului ales.

Eticheta se aplicã direct pe anvelopã, conform legii Uniunii Europene, pentru etichetarea anvelopelor.

Presiunea din pneu care trebuie respectatã este cea recomandatã de constructorul autovehiculului. Aceasta poate fi menționatã :

pe ușa vehiculului ori pe capacul rezervorului de carburant;

ȋn manualul de utilizare al automobilului;

ȋn recomandãrile constructorului.

Pe autocolantul sau tãblița ce provin de la constructorul autovehiculului sunt menționate valorile presiunii ȋn funcție de:

mãrimea jantelor;

tipul pneurilor;

ȋncarcarea maximã.

Figura 1.23. Tabel presiuni pentru pneuri fațã și spate, [14]

Janta pe care se monteazã anvelopa 205/75/R16 este o jantã din oțel cu dimensiunea de 16 inch.

Figura 1.24.Jantã oțel 16 inch, [14]

Figura 1.25. Jante și anvelope standard recomandate, [14]

Capitolul II

Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru suspensia punții din fațã. Alegerea justificatã și definitivarea soluției tehnice pentru suspensie , [1], [9], [10], [12]

Definiția și rolul sistemului de suspensie

La deplasarea automobilului pe o cale de rulare, denivelãrile acesteia produc oscilații ale roților care se transmit punților. Suspensia realizeazã legãtura elasticã cu amortizare între punțile automobilului (masa nesuspendatã) și cadru sau caroserie (masa suspendatã), având ca roluri principale micșorarea sarcinilor dinamice și amortizarea vibrațiilor rezultate în urma interacțiunii dintre roți și calea de rulare.

Suspensia determinã ȋn principal confortabilitatea automobilului, adicã proprietatea acestuia de a circula timp îndelungat cu viteze permise de caracteristicile dinamice, farã ca pasagerii sã aibã senzații neplãcute sau sã oboseascã repede și farã ca automobilul și marfa transportatã sã fie deteriorate. În plus, imprimând caracterul dorit oscilațiilor, suspensia împreunã cu mecanismele punților influențeazã stabilitatea, maniabilitatea și manevrabilitatea automobilului (elemente care împreunã definesc ținuta de drum a automobilului).

Vibrațiile transmise de cãtre calea de rulare, la o anumitã frecvențã, oamenilor aflați în autovehicul conduc în funcție de amplitudinea accelerației pe verticalã și timpul de expunere la stare de disconfort, obosealã sau chiar pot afecta sãnãtatea.

Dacã pentru construcția unor tipuri de autovehicule se poate trece și peste pragul de 4 Hz, în cazul în care timpul de expunere al conducãtorului este limitat, pentru automobilul de proiectat este recomandat ca acest lucru sã nu se întâmple, având în vedere cã modul de exploatare poate impune curse medii sau lungi fărã oprire în timpul cãrora conducãtorul auto este expus vibrațiilor pe perioade îndelungate.

Suspensia imprimã caracterul dorit oscilațiilor și împreunã cu componentele punții determinã stabilitatea și maniabilitatea vehiculului.

Condițiile principale impuse suspensiei sunt:

● amplitudinea masei suspendate cât mai redusã – se realizeazã reducerea masei nesuspendate, de unde rezultã avantajele punților fracționate fațã de punțile rigide;

● pulsația oscilațiilor proprii ale sistemului cât mai mici – se realizeazã prin reducerea rigiditãții elementului elastic;se adoptã oscilații verticale acceptabile cu perioada cuprinsã între 1 s si 0,5 s, corespunzãtoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 … 7 m/s;

● rigiditatea suspensiei punții din fațã sã fie mai micã decât cea a punții din spate pentru a reduce oscilațiile de tangaj;

● pãstrarea neschimbatã a caracteristicilor suspensiei când masa suspendatã se modificã – se realizeazã prin modificarea rigiditãții arcurilor cu creșterea sarcinilor, fapt ce relevã interesul pentru suspensiile progresive;

● asigurarea unei amortizãri suficiente (dupã o perioadã amplitudinile sã se micșoreze de 3 … 8 ori); sarcinile dinamice transmise masei suspendate sã nu fie prea mari, iar roțile sã pãstreze permanent contactul cu calea de rulare.

Putem spune cã suspensia are urmãtoarele funcții principale: poartã masa suspendatã a automobilului, asigurã un contact permanent între pneuri și calea de rulare, izoleazã masa suspendatã de perturbațiile generate de interacțiunea pneurilor cu calea de rulare

Amortizorul din suspensie este eficient pentru frecvențe între 0-20 Hz, iar oscilațiile ce depãșesc limita superioarã a intervalului sunt atenuate de pneu, care este singurul element din ansamblul autovehiculului ce amortizeazã vibrațiile cu asemenea frecvențe.

2.2 Clasificarea suspensiilor și încadrarea subansamblului de proiectat în anumite categorii

Clasificarea suspensiilor se face după următoarele criterii:

Tipul punții pe care este montatã suspensia:

suspensii dependente pentru punțile rigide;

suspensii independente pentru punțile fracționate;

În cazul suspensiei ce se proiecteazã, aceasta este independentã, deoarece puntea fațã ce va echipa autovehiculul este de tipul fracționatã, cu mecanism patrulater dispus transversal.

Tipul elementului elastic folosit:

suspensii cu elemente elastice metalice;

suspensii cu elemente elastice pneumatice;

suspensii cu elemente elastice hidropneumatice;

suspensii cu elemente elastice din cauciuc;

suspensii cu elemente elastice mixte.

Având în vedere tema de proiect, se poate stabili cã suspensia fațã ce se proiecteazã prezintã elemente elastice metalice.

Dupã caracteristica elasticã a suspensiei:

suspensii cu caracteristicã elasticã liniarã (fig.2.3.1.a);

suspensii cu caracteristicã elasticã frântã (fig.2.3.1.b);

suspensii cu caracteristicã elasticã progresivã (fig.2.3.1.c).

Fig.2.1 Tipuri de caracteristici elastice ale suspensiilor.

În legãturã cu caracteristica elasticã pentru suspensia ce se proiecteazã, se va discuta mai detaliat în cele ce urmeazã.

Dupã principiul de funcționare:

suspensii pasive;

suspensii cu roți conjugate;

suspensii semi-active;

suspensii active.

Suspensiile cu roți conjugate realizeazã o legãturã între mișcãrile roților de pe aceeași parte a automobilului în vederea reducerii mișcãrii de tangaj. Principiul suspensiilor conjugate este prezentat în figura 2.2. Se considerã un balansier fictiv cu axul de rotație plasat în centrul de greutate al automobilului; astfel greutatea caroseriei se transmite roților prin acest balansier. Mișcãrile pe verticalã ale roților din fațã și din spate ale automobilului ,ΔH, se compun prin balansier și se transmit caroseriei numai ca deplasãri verticale de translație ΔH/2, iar tangajul este eliminat. Pentru a realiza o stabilizare longitudinalã a caroseriei, care se gãsește de fapt în echilibru indiferent, sunt necesare arcuri de rapel. Pe acest principiu au fost realizate suspensii cu roți conjugate.

Fig.2.2 Suspensii conjugate – schema de principiu.

2.3.Soluții constructive de punți

Punți din fațã motoare

Punțile din fațã rigide cu suspensie dependentã se folosesc foarte rar la autoturisme și la autoutilitarã. Ele se ȋntalnesc la unele autoturisme de teren.Arborele planetar este format din douã parți, una mai lungã solidarizatã prin caneluri cu pinionul planetar și alta mai scurtã solidarizatã cu butucul roții. Ȋntre cele douã parți este dispusã o articulație homocineticã.Construcția pivotului este deosebitã, deoarece ea trebuie sã permitã montarea arborelui planetar. O astfel de punte cu articulație bicardanicã este prezentatã in figura 2.3.3.

Figura 2.3 Punte motoare rigidã: 1 și 2 rulmenți cu ace care flancheazã articulația bicardanicã; 3 – arbore planetar; 4 – butuc roatã; 5 – fuzetã; 6 – contrapiulițã; 7 – piulițã; 8 – flansa arborelui planetar; 9 – semering; 10 – lagãr pivot superior; 11 – lagãr pivot inferior; EG – axa piviotului cilindric fracționat.

Toate autoturismele fabricate ȋn prezent și organizate dupã soluția compactã “totul ȋn fațã” au puntea din fațã motoare fracționatã cu suspensie independentã.

Cel mai cunoscut tip de punte fațã fracționatã cu suspensie independentã, folosit ȋndeosebi pe automobilele cu tracțiune pe fațã și motor transversal, se numește McPherson (este construitã pe baza mecanismului balansier și culisa oscilantã, culisa fiind amortizorul hidraulic bitubular) aceasta fiind o punte cu o singurã basculã, ȋn partea de jos și amortizorul ȋmpreuna cu arcul elicoidal dispuse coaxial sunt montate sus, fãcând legãtura cu caroseria. Acest tip de punte cu suspensie independentã este prezentatã ȋn figura 2.4.

Figura 2.4 Punte de tip McPherson cu suspensie independentã

O soluție constructivã de punte fracționatã bazatã pe mecanismul balansier și culisa oscilantã care folosește un arc barã de torsiune dispus longitudinal coaxial cu articulațiile cilindrice ale basculei este prezentatã ȋn figura urmatoare (punte din fațã nemotoare).

Figura.2.5. Punte fațã nemotoare construitã pe baza mecanismului balansier și culisa oscilantã cu suspensie cu barã de torsiune dispusã longitudinal.

Punțile fațã de tip McPherson asigurã o distanțã mare ȋntre aripile interioare ale roților din fațã, iar amplasarea transversalã a motorului pentru organizarea “totul fațã” se realizeazã cu ușurințã.

O altã soluție constructivã este puntea fracționatã cu mecanism patrulater transversal (se mai numește Double Wishbone) și suspensie independentã. Cele douã bascule sunt articulate cilindric de caroserie și prin pivoți sferici cu fuzetã, arcul, cel mai adesea elicoidal putând fi montat fie pe bascula superioarã (permite trecerea arborelui planetar ȋn cazul tracțiunii fațã), fie pe bascula inferioarã (ȋn cazul tracțiunii pe puntea din spate). Ȋn figura urmatoare se prezintã modelul constructiv al unei astfel de punți.

Figura. 2.6 Punte Double Wishbone cu suspensie independentã

Ȋn figura 2.7 se prezintã construcția unei punți motoare fațã fracționate, cu mecanism patrulater transversal, cu brațe neegale scurte (se creeazã astfel un spațiu larg ȋntre pasajele roților pentru amplasarea transversala a motorului), brațul triunghiular superior fiind la un nivel ridicat fațã de nivelul brațului inferior și ȋmpins spre exterior astfel ȋncat pivotul superior este deasupra pneului, așa cum se vede din figura 2.7. Brațul inferior este drept, montat ȋnclinat spre spate și dublat de un tirant. Ansamblul elastoamortizor al suspensiei este montat ȋn planul transversal al axei roților, trece prin decuparea centralã a brațului triunghiular superior, iar partea de jos a amortizorului se asambleazã cu brațul inferior printr-o piesã ȋn formã de furcã pentru a permite montarea arborelui planetar.

Figura.2.7 PMF fracționatã cu mecanism patrulater transversal, cu basculã superioara ridicatã astfel ca pivotul superior este deasupra roții din fațã: 1 – ansamblu elasto-amortizor, 2 – braț triunghiular superior, 3 – pivot superior, 4 – tirant, 5 – braț inferior.

Puntea fațã fracționatã cu mecanism patrulater spațial (basculã superioarã dispusã ȋnclinat spre panoul desparțitor dintre compartimentul motor și habitaclu este ridicatã și decuplatã de fuzetã, articularea ei cu fuzeta este realizatã cu o semiportfuzetã, iar pivotul sferic dintre aceasta și fuzetã este foarte apropiat de roatã) marește distanța transversalã dintre aripi și permite amplasarea transversalã a motorului. O astfel de punte este prezentatã ȋn figura 2.8. Se remarcã folosirea unui arc elicoidal conic montat pe bascula superioarã.

Figura.2.8 Punte fațã motoare, cu mecanism patrulater transversal spațial: 1 – ansamblu elastoamortizor, 2 –braț superior , 3 – pivot cilindric , 4 – semiportfuzetã superioarã, 5 – braț triunghiular inferior, 6 – arbore planetar, 7 – fuzetã.

PMF fracționatã cu mecanism patrulater spațial combinã avantaje ale mecanismului patrulater transversal cu brațe triunghiulare suprapuse cu cele ale mecanismului cu balansier și culisã oscilantã (McPherson).

Constrâns de soluția de organizare adoptatã, “totul ȋn fațã” cu grupul motor-transmisie dispus transversal, care necesitã un spațiu cât mai larg ȋntre pasajele roților din fațã și cautând sã ȋmbunãtațeascã stabilitatea rulãrii roților din fațã și confortul la manevrarea volanului, constructorul a adoptat un mecanism patrulater spațial cu semiportfuzetã superioarã. Brațul tringhiular inferior nesimetric are articulația din fațã cu structura portantã cilindricã, iar cea din spate axialã oscilantã și este articulat printr-un pivot sferic cu brațul inferior al fuzetei. Brațul superior al mecanismului de ghidare este ridicat deasupra nivelului roții și este dispus pe diagonalã (ȋnclinat spre spate). El este drept, forjat din oțel asemenea bielei din MAI și este articulat cilindric prin douã articulații lungi cu structura portantã și cu semiportfuzeta superioarã, fiind astfel capabil sã preia forțele longitudinale și transversale.

Semiportfuzeta superioarã este articulatã printr-un pivot cilindric cu brațul superior al fuzetei. Axa de bracare a roții definitã de centrul pivotului sferic dintre brațul triunghiular inferior și fuzetã și pivotul cilindric dintre semiportfuzetã și fuzeta este foarte apropiatã de centrul roții, iar unghiul de ȋnclinare transversalã al pivotului are o valoare mai micã fațã de puntea McPherson. Blocul elastoamortizor al suspensiei este format dintr-un arc elicoidal conic și un amortizor telescopic hidraulic montate coaxial și este articulat cilindric la partea inferioarã (piciorul blocului) cu semiportfuzeta superioarã, iar la partea superioarã (capul blocului) printr-o articulație axialã oscilantã de caroseria autoportantã. Prin forma sa arcul conferã caracteristicii elastice a suspensiei un caracter neliniar progresiv și are o lungime liberã mai micã fațã de arcul elicoidal convențional.

Elemente principale care intrã în compunerea suspensiei

Elementele elastice contribuie la micșorarea sarcinilor dinamice verticale, provocând oscilațiile caroseriei de amplitudine și frecvențe cât mai suportabile pentru pasageri și care sã nu dãuneze ȋncãrcãturii pe care o transportã.

Suspensia unui autovehicul poate avea în componențã urmãtoarele elemente:

– elemente elastice;

– amortizoare;

– tampoane limitatoare;

– bare stabilizatoare.

Suspensia reprezintã un sistem elastoamortizor situat între masa nesuspendatã, adicã puntea și masa suspendatã, restul automobilului, și are rolul de a micșora sarcina dinamicã și de a amortiza vibrațiile rezultate la contactul roților cu denivelările căii de rulare. Toate elementele componente ale acesteia se monteazã deci între puntea rigidã sau mecanismul de ghidare a roții și șasiu sau caroserie, dupã cum se poate vedea mai jos, în figura 2.9.

Fig. 2.9. Montarea elementelor componente ale suspensiei :1- roatã cu pneu,

2- mecanismul de ghidare a roții, 3- elementele suspensiei, 4- șasiu sau caroserie [1].

Elementele elastice

Arcul reprezintã partea elasticã din alcãtuirea suspensiei autovehiculului și are rolul de a diminua șocul transmis de la partea nesuspendatã la partea suspendatã, care se produce la interacțiunea dintre roți și calea de rulare. Acest element al suspensiei poate fi metalic sau nemetalic. Ca elemente elastice metalice amintim de arcurile elicoidale, de cele tip barã de torsiune și de cele lamelare.

Tot ca elemente elastice amintim și bucșele de cauciuc utilizate la prinderea brațelor suspensiei de structura vehiculului, cu rol de atenuare a vibrațiilor (șocuri) produse la contactul vehiculului cu solul, mai ales pe direcție longitudinalã și lateralã. Datoritã utilizãrii bucșelor din cauciuc, dimensiunea ampatamentului vehiculului variazã la demarare și la frânare. Apar deplasãri ale punții și atunci când existã solicitãri transversale. Având însã în vedere cã pentru tipul autovehiculului ce se proiecteazã performanțele de manevrabilitate nu sunt atât de importante cât confortul conducãtorului (eventual pasagerilor), sau posibilitatea de a transporta marfa în condiții prielnice, fãrã a se provoca deteriorarea acesteia, se va neglija variația ampatamentului și ecartamentului, precum și posibilele deplasãri ale punții.

Pneul este deasemenea un subansamblu elastic-amortizor, fãcând parte din suspensia automobilului și contribuind la atenuarea vibrațiilor pe direcție verticalã. Pneul are caracteristicã de amortizare, dar cu proprietãți scãzute fațã de cele a amortizorului din suspensie.

Arcurile lamelare:

Arcurile lamelare prezintã o construcție specificã și pot fi de mai multe tipuri. Cele mai folosite în construcția de automobile sunt prezentate mai jos în tabelul 2.1.

Tabel 2.1 Tipuri de arcuri lamelare, [9], [12]

Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:

– îndeplinesc singure funcțiile de element elastic al suspensiei, element de amortizare și dispozitiv de ghidare al punții sau al roții, complet sau numai parțial (pot fi dublate de o barã de reacție);

– au o construcție simplã și ieftinã;

– se poate repara cu ușurințã.

Ca dezavantaje se menționeazã:

– masã proprie mare (este cel mai greu element elastic);

– durabilitate redusã (s-a demonstrat experimental cã rezistența la obosealã a arcului din foi este de 4 ori mai micã decât a barei de torsiune echivalente; la automobilele obișnuite, exploatate în condiții bune, durata de funcționare este de 100 – 150 mii de km).

Arcurile elicoidale:

Arcurile elicoidale sunt foarte rãspândite datoritã avantajelor lor:

– durabilitate mare;

– masã proprie redusã;

– nu necesitã întreținere;

– execuție mai simplã.

Ele lucreazã la compresiune și au frecãri interne foarte mici. De asemenea arcurile elicoidale nu preiau forțe longitudinale și transversale.

Tipurile constructive de arcuri elicoidale de compresiune sunt prezentate mai jos în tabelul 2.2.

Tabelul 2.2. Arcuri elicoidale de compresiune,[9],[10], [12]

Arcurile de tip barã de torsiune:

Arcul barã de torsiune are urmãtoarele avantaje:

– durabilitate ridicatã;

– valoare cea mai redusã pentru masa nesuspendatã;

– realizeazã o distribuție avantajoasã pe cadru a sarcinilor;

– frecarea internã lipsește complet;

– prezintã posibilități de reglare a punții.

Dezavantaje:

– tehnologie de execuție mai complicatã fațã de arcurile elicoidale;

– dispunere pe automobil mai incomodã și legături mai complicate cu puntea;

– necesitã lungimi mari de lucru pentru a realiza un confort cât mai bun;

Nici el nu preia forțele longitudinale și transversale de reacție și poate fi dispus longitudinal sau transversal.

Soluții constructive de bare de torsiune cu diferite forme ale secțiunii transversale și diferite forme ale capetelor de fixare sunt prezentate în figura 2.10 , [9], [12]

Fig. 2.10. Forme constructive de bare de torsiune: a) cu secțiune cilindricã și capete canelate; b) cu secțiune cilindricã și capete hexagonale; c) cu secțiune din lamele suprapuse; d) cu secțiune din mai multe bare circulare și capete poligonale; e) barã de torsiune compusã ( o barã cu secțiune cilindrircã și alta cu secțiune tubularã ) și capete canelate, [9], [12].

Arcurile pneumatice se recomandã a fi folosite la automobilele cu variații mari pentru valoarea masei suspendate. Ele prezintã urmatoarele avantaje:

caracteristicã elasticã neliniarã (progresivã);

permite reglarea automatã a nivelului caroseriei fațã de sol;

asigurã funcția de ȋngenunchere (prin evacuarea aerului din arc, caroseria se așeazã pe tampoane și nivelul suprafeței utile se reduce permițând ușurarea operațiilor de ȋncãrcare- descãrcare);

asigurã ȋntr-o micã mãsura stabilizarea caroseriei ȋn viraje.

Un arc pneumatic tip burduf cu trei etaje montat pe automobil este prezentat ȋn figura 2.11.

Figura 2.11 Suspensie pneumaticã cu arc tip burduf cu trei etaje [12]

Amortizoarele

Montate în paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei, amortizoarele îndeplinesc urmãtoarele roluri:

transformã rapid în energie termicã energia mecanicã a oscilațiilor verticale ale masei suspendate (caroseriei, șasiului etc.) rezultate în urma deformației suspensiei;

diminuarea rapidã a oscilațiilor maselor nesuspendate (roți, punți etc.) pentru asigurarea continuã a contactului roților cu calea de rulare.

Efectul unui amortizor este evidențiat mai jos, în figura 2.12.

Figura.2.12 Efectul amortizorului [12]

În urma deplasãrii peste o denivelare, arcurile și amortizoarele sunt comprimate, iar șocul produs asupra automobilului este preluat de arcuri, care împiedicã ca masa suspendatã M2 sã vinã în contact cu masa nesuspendatã M1. Masele M1 si M2 vor oscila în mod independent, în domenii de frecvențã diferite (curbele cu amplitudine mai mare). Sub influența amortizorului, oscilațiile sunt rapid amortizate (curbele cu amplitudine micã).

La automobile, cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele hidraulice telescopice cu dublu efect (realizeazã amortizarea atât la comprimare, cât și la destindere). Ele se împart în trei categorii:

amortizoare pur hidraulice;

amortizoare cu gaz de înaltã presiune;

amortizoare cu gaz de joasã presiune.

Toate amortizoarele hidraulice telescopice au același principiu de lucru: la deplasarea relativã a masei suspendate fațã de masa nesuspendatã, lichidul vâscos din corpul amortizorului este obligat sã treacã prin orificii cu secțiune micã, calibratã, iar datoritã frecãrii energia oscilațiilor se transformã în energie termică.

Cele mai utilizate amortizoare sunt cele bitubulare. Acestea au 2 camere umplute cu ulei, spațiul de lucru în care se mișcã pistonul și tija sa, respectiv spațiul de compensare care se aflã între cilindrul de lucru și tubul exterior. Spațiul de compensare este pe 2/3 umplut cu ulei.

Construcția unui amortizor bitubular pur hidraulic și a unui amortizor monotubular cu gaz (piston flotant) este prezentatã mai jos în figura 2.13.

Figura. 2.13. Construcția amortizoarelor, [12]

Barele stabilizatoare

Bara stabilizatoare este o barã de torsiune transversalã ȋn formã de “U”, cu capetele ancorate de brațele punților, ghidatã pe partea transversalã pe caroserie prin bucșe de cauciuc (realizeazã o legaturã elasticã ȋntre roțile punții) și reduce astfel oscilațiile de ruliu mãrind stabilitatea automobilului în viraje.

Cea mai rãspânditã formã de barã stabilizatoare este cea de “U”, fixatã articulat de șasiu sau caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate direct sau prin tije intermediare (bielete) de puntea automobilului. Astfel masa barei stabilizatoare este inclusã în masa suspendatã. Când deplasãrile verticale ale roților din stânga și din dreapta sunt egale (caroseria nu este înclinata într-o parte), bara stabilizatoare se rotește liber în suporții de pe caroserie. La înclinarea lateralã a caroseriei, bara stabilizatoare intrã în funcțiune rãsucindu-se și micșoreazã astfel înclinarea caroseriei.

Bara stabilizatoare se monteazã dacă unghiul de ruliu este mai mare de 70. Schema de montare a barei stabilizatoare pentru puntea fracționatã motoare din fațã cu mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare ȋn figura 2.14.

Figura.2.14 Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea motoare fracționatã din fațã cu mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare: A-bara stabilizatoare; B- bara de torsiune longitudinalã a suspensiei, [12]

Alte elemente, specifice suspensiilor cu bare de torsiune

Dupã cum s-a menționat anterior, unul din dezavantajele suspensiilor ce folosesc bara de torsiune ca element elastic îl reprezintã necesitatea unor soluții complicate de prindere a barelor de cadru/caroserie și de mecanismul de ghidare a roții, precum și de asigurare a acestei asamblãri. Acest lucru este ilustrat ȋn figura 2.15.

Figura. 2.15 Soluție de asamblare pentru bara de torsiune [12]

Caracteristica elasticã a suspensiei [10]

Caracteristica elasticã a suspensiei este dependența dintre sarcina verticalã pe roatã și deformația suspensiei și este reprezentatã în figura 2.16. Cu ajutorul ei se apreciazã elementul elastic al suspensiei, folosind urmãtorii parametri:

sãgeata staticã fst;

sãgețile dinamice fd1 și fd2 pânã la limitatorul inferior, respectiv pânã la limitatorul

superior;

rigiditatea suspensiei ks;

factorul dinamic kd. [12]

Curbele la comprimare și la destindere nu coincid din cauza frecãrii din elementele suspensiei. Se considerã în mod convențional drept caracteristica elasticã a suspensiei curba medianã figuratã cu linie întreruptă, iar sãgeata staticã fst se determinã ducând tangenta la curba medianã pânã la intersecția cu axa absciselor.

Fig.2.16.Caracteristica elasticã a suspensiei [1], [12]

2.5. Caracteristica de amortizare, [1], [12]

Caracteristica de amortizare reprezintã dependența dintre forța de rezistențã a amortizorului Fa și viteza de deplasare a pistonului vp (viteza relativã pe verticalã a roții fațã de caroserie) în cilindrul amortizorului.

Forța de rezistențã are în componența sa exponentul i care depinde de dimensiunile orificiilor calibrate, construcția supapelor și vâscozitatea lichidului. În funcție de exponentul i, caracteristica de amortizare, prezentatã o aliurã ca în figura 2.17, care poate fi:

liniarã dacã i=1 (dreapta 1);

progresivã dacã i>1 (curba 2);

regresivã dacã i<1 (curba 3).

Energia disipatã este suprafața de sub caracteristicã.

Fig.2.17. Tipuri de caracteristici de amortizare [1], [12]

Caracteristica progresivã prezintã avantajul cã forțele de rezistențã sunt mici la viteze reduse ale roții în raport cu caroseria (deplasarea automobilului cu vitezã redusã, drumul are neregularitãți lungi cu contururi line) și cresc rapid odatã cu creșterea vitezei oscilațiilor.

Caracteristica regresivã are avantajul cã valoarea forțelor rezistente la viteze mari ale oscilațiilor este mai redusã, deci forțele care se transmit caroseriei sunt mai mici.

Caracteristica optimã este cea parabolicã (i=2).

Pentru a reduce valoarea forțelor care se transmit caroseriei prin amortizor în cazul caracteristicii progresive, acesta este prevãzut cu supape de descãrcare, care se deschid când viteza relativã a oscilațiilor devine prea mare, secțiunile de trecere pentru lichid se mãresc, iar forța de amortizare crește mai lent. Supapele de descãrcare sunt necesare și în cazul funcționãrii amortizorului la temperaturi scãzute, când vâscozitatea lichidului crește sau în cazul șocurilor bruște. Viteza pistonului la care supapele de descãrcare se deschid se numește vitezã criticã, vcr, cu valori cuprinse în intervalul 0,15…0,50 m/s.

Coeficientul de rezistențã al amortizorului are valori diferite pentru cursa de comprimare și pentru cursa de destindere, iar caracteristica de amortizare este asimetricã.

Diferența dintre coeficienții cd și cc depinde de neregularitãțile drumului. Cu cât suprafața drumului prezintã mai multe neregularitãți, cu atât diferența dintre cei doi coeficienți trebuie sã fie mai mare, deoarece la trecerea roții peste o denivelare proeminentã viteza masei nesuspendate crește, iar prin amortizor se transmite o forțã mare care ocolește elementul elastic al suspensiei. Aceastã forțã poate fi redusã prin micșorarea coeficientului cc. Când roata trece peste adâncituri, iar automobilul se deplaseazã cu viteze mari, roata poate pierde contactul cu drumul deoarece componenta orizontalã a vitezei este mult mai mare fațã de componenta verticalã, în consecințã cd nu trebuie sã fie prea mare.

Se recomandã ca la deplasarea pe drumuri cu suprafețe denivelate, diferența dintre cd si cc sã fie mare, iar la deplasarea pe drumuri cu denivelări lungi și line diferența sã fie micã.

Caracteristica de amortizare progresivã, asimetricã pentru un amortizor cu supape de descãrcare, este prezentatã în figura 2.18.

Fig.2.18.Caracteristica de amortizare progresivã, asimetricã pentru un amortizor cu supape de descãrcare

Tipuri constructive de suspensii cu barã de torsiune posibile pentru echiparea autovehiculului de proiectat

Arcurile barã de torsiune sunt formate din bare drepte, de sectiune constantã pe toatã lungimea activã.Sectiunea arcului poate avea diferite forme geometrice, cel mai frecvent fiind utilizatã bara de torsiune cu secțiunea rotundã, care asigurã o distribuție uniformã a tensiunii de torsiune pe intregul contur al secțiunii și o rectificare ușoarã a suprafeței exterioare, operație necesarã pentru mãrirea rezistenței la obosealã.

Existã soluții consacrate de suspensii pentru vehicule comerciale, care folosesc prin tradiție bara de torsiune, în dispunere longitudinalã. Una din aceste soluții este prezentată mai jos în figura 2.19.

Fig. 2.19. Suspensie cu arc barã de torsiune pentru punte fațã, motoare, fracționatã, cu mecanism patrulater transversal: A- arcul de tip bară de torsiune

Figura 2.20. Arcuri barã de torsiune

Soluția prezintã toate avantajele și dezavantajele folosirii ca element elastic a arcurilor de tip barã de torsiune, avantaje prezentate anterior. În plus, datoritã dispunerii longitudinale a barei, între elementele punții și suspensiei de pe partea dreaptã și cea stângã rãmâne suficient loc pentru amplasarea grupului motopropulsor.

De asemenea, greutatea barei de torsiune și a elementelor de prindere este distribuitã mai bine pe șasiul autovehiculului, neîncãrcând puntea fațã a acestuia în aceeași mãsurã ca în cazul unei dispuneri transversale sau a folosirii altor tipuri de elemente elastice. Eforturile apãrute în funcționare sunt de asemenea preluate și distribuite într-un mod favorabil.

Suspensii cu arcuri barã de torsiune dispuse transversal

Figura 2.21. Barã torsiune poziționatã transversal

Modul de funcționare , conform notațiilor de pe figurã este urmãtorul:

1. roata trece peste denivelãri, suspensia este pe cursa de comprimare;

2. brațul transversal torsioneazã bara;

3. bara este încastratã la capãtul depãrtat;

4. datoritã încastrãrii, bara supusã la torsiune opune rezistențã, îndeplinindu-și rolul de element elastic.

De asemenea si aceasta soluție prezintã avantaje și dezavantajele folosirii ca element elastic a arcurilor de tip barã de torsiune, avantajele au fost prezentate anterior.

Un dezavantaj al acestei solutii, poate fi chiar dispunerea transversalã a barelor de torsiune, ocupand mult din spațiului motorului, fãcând dificilã amplasarea acestuia.

Alegerea justificatã a tipului de suspensie ce se va proiecta

În continuare este necesarã alegerea unui tip constructiv de suspensie , corelatã riguros cu construcția punții, dintre cele prezentate, pentru folosirea în cazul autoutilitarei impuse prin tema de proiect.

Pentru a se putea face o alegere s-au considerat urmãtoarele criterii pentru analizã:

– gradul de complexitate al construcției, care se dorește a fi cât mai scăzut;

– spațiul ocupat, având în vedere organizarea generalã a autovehiculului de proiectat;

– modul de preluare de cãtre elementele elastice și distribuire cãtre șasiu al eforturilor apãrute în funcționare;

– fiabilitatea și siguranța ȋn funcționare a sistemului;

– costurile de fabricație pe care îl implicã modelul analizat;

– costurile de mentenanțã și de reparare.

Se observã cã suspensia cu arc barã de torsiune dispusã longitudinal ȋn lungul lonjeronului structurii portante, corelatã cu o punte fracționatã, cu mecanism patrulater transversal cu brațe scurte este cea mai potrivitã.

Puntea va avea brațele triunghiulare compuse, fiecare braț fiind format dintr-un braț drept, forjat din oțel, dispus transversal (brațul propriuzis) și un tirant orientat spre fațã. Legãturile brațelor propriuzise forjate din oțel cu structura portantã sunt articulatii cilindrice, astfel ȋncat bara de torsiune longitudinalã poate fi dispusã pe axa acestei articulații și ȋncãrcatã direct cu momentul de torsiune. Eu voi opta pe dispunerea barei de torsiune pe axa articulației cilindrice a brațului superior propriuzis, deoarece acest braț are articulația montatã pe lonjeron, adicã pe cea mai rigidã componentã a structurii portante a caroseriei autoutilitarei.

Folosirea barei de torsiune longitudinale permite montarea directã a arborelui planetar ȋntre transmisie și butucul roții fãrã modificãri constructive majore pentru construcția punții și a amortizorului.

Amortizorul hidraulic va fi montat ȋntre brațul propriuzis inferior și lonjeron prin articulații cilindrice. Suspensia va fi prevazutã cu barã stabilizatoare și tampoane limitatoare de cursã, tamponul limitator pe cursa de comprimare fiind montat pe tija amortizorului.

Capitolul III

Proiectarea generalã a (sub)ansamblului din tema de proiect.[1], [5],[8],[9],[12]

Determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensie

Suspensia impiedicã forțele venite dinspre suprafața de mers sã afecteze manevrabilitatea, performanțele, dar și confortul autovehiculului, suspendând caroseria la o distanțã constantã fațã de carosabil. Caroseria este astfel protejatã de efectele șocurilor produse de starea carosabilului. Este bine de știut cã, ȋn oricare din urmatoarele situații: frânare, accelerare sau virare, sistemul de suspensie trebuie sã-și pastreze fermitatea, menținand ȋn acelasi timp toate anvelopele ȋn contact cu solul.

Puntea fațã ce echipeazã autovehiculul ce se proiecteazã este cu mecanism patrulater dispus transversal, cu brațe inegale. Brațele punții sunt paralele, dispuse orizontal.

Sarcinile verticale care acționeazã asupra roții sunt transmise elementului elastic tip barã de torsiune dispusã longitudinal prin intermediul brațului triunghiular superior compus (vezi concluziile de la sfârșitul capitolului II). Bara de torsiune este dispusã ȋn lungul lonjeronului și este conectatã cu capãtul din fațã de brațul superior propriuzis, iar prin capãtul din spate de un suport fixat pe lonjeron. Ȋn acest fel ȋncãrcarea verticalã a roții este transmisã direct de la mecanismul punții fracționate sub forma unui moment de torsiune, barei de torsiune farã sã se utilizeze un levier intermediar.

Modelul de calcul pentru aceastã punte, considerându-se un arc elicoidal montat între brațul inferior și caroserie este prezentat mai jos în figura 3.1

Figura.3.1. Modelul de calcul pentru puntea cu mecanism patrulater transversal și barã de torsiune longitudinalã în cazul în care acționeazã doar reacțiunea verticalã, [5]

Acest model poate fi folosit și pentru determinarea sarcinii statice ce se transmite prin suspensia ce se proiecteazã, cu mențiunea cã arcul elicoidal va fi înlocuit de o bieletã ce transmite forța cãtre bara de torsiune. Aceastã bieletã poate fi dispusã la un unghi α fațã de verticalã (deci de direcția lui FA din model) ceea ce va face ca sarcina transmisã prin suspensie sã fie FAcosα ≤FA oricare ar fi unghiul α.

Este deci acoperitor sã se considere cã sarcina staticã ce se transmite prin suspensie este FA , în cazul folosirii modelului prezentat în figura 3.1.

Conform modelului se poate scrie cã :

, unde :

– Zr1 este reacțiunea verticalã pentru o roatã a punții fațã,

– este încãrcarea pe puntea fațã în cazul autovehiculului încãrcat (tab.1.1)

3.2 Adoptarea valorilor pentru sãgeata staticã fst, sãgeata dinamică fdși pentru factorul dinamic kd ; Stabilirea caracteristicii elastice necesare

Definiția și elementele caracteristicii elastice ale suspensiei au fost prezentate anterior, în cadrul subpunctului 2.4. În continuare pentru calculul de proiectare, trebuie adoptate valori pentru sãgeata staticã fst, sãgeata dinamicã fdși pentru factorul dinamic kd .

La autoturisme este indicat ca sãgeata staticã sã fie cuprinsã între limitele 200 … 250 mm, la autobuze între 120 … 200 mm, iar la autocamioane între 80 … 140 mm, [3]. Având în vedere tipul autovehiculului de proiectat, autoutilitarã, se alege ca valoare pentru sãgeata staticã : fst = 200 mm, la limita inferioarã a intervalului specific pentru autoturisme, și deasupra intervalului pentru autocamioane.

fst = 200 mm.

Coeficientul dinamic kd reprezintã raportul dintre sarcina maximã ce se transmite prin suspensie Fmax și sarcina staticã Gs:

(3.1)

La valori reduse ale coeficientului dinamic, când automobilul se deplaseazã pe drumuri cu neregularitãți, loviturile (șocurile) în limitatori sunt frecvente.

Valorile recomandate pentru coeficientul dinamic sunt,[5] :

• automobile obișnuite: 1,7 … 1,8;

• automobile care circulã frecvent pe drumuri cu neregularitãți: 2 … 3;

• automobile de teren: 3 … 4.

Având în vedere tipul autovehiculului de proiectat, și destinația acestuia, care nu implicã deplasãri frecvente pe drumuri cu neregularitãți, se adoptã valoarea:

kd =1,8.

Sãgeata dinamicã, fd se determinã în funcție de sãgeata staticã cu relațiile[1]:

pentru autoturisme

pentru autobuze

pentru autocamioane (3.2)

Existã și recomandãri care dau direct valoarea sãgeții dinamice: fd=70 … 140 mm pentru automobilele obișnuite; fd=120 … 160 mm pentru automobilele de teren.

Dacã sãgeata dinamicã are valori mai mari se obține un mers mai lin al automobilului, și se poate asigura un contact permanent al roților cu drumul. Cresc însã deplasãrile caroseriei în raport cu roțile, se micșoreazã stabilitatea, se complicã condițiile impuse mecanismelor de ghidare, iar condițiile de lucru ale sistemului de direcție se înrãutãțesc.

Sãgeata dinamicã a suspensiei determinã capacitatea dinamicã a suspensiei, reprezentatã prin suprafața hașuratã din figura 2.18. Cu cât capacitatea dinamicã a suspensiei este mai mare, cu atât este mai micã probabilitatea loviturilor în tamponul limitator superior, la deplasarea pe drumuri cu neregularitãți.

Având în vedere tipul autovehiculului ce se proiecteazã, se adoptã pentru sãgeata dinamicã o valoare fd = 120 mm, înspre limita superioarã a intervalului specific automobilelor obișnuite. Aceastã valoare reprezintã 60% din valoarea sãgeții statice adoptate, de 200 mm. Se poate deci scrie fd = 0,6fst .

fd = 120 mm

Având adoptate aceste valori se poate construi caracteristica elasticã necesarã la roatã, conform figurii 3.2 , realizatã la scarã. Aceastã figurã a fost trasatã cunoscându-se :

Gs = FA = 6960 N, sarcina staticã ce se transmite prin suspensie,

Fmax = kd ∙ Gs = 1,8 ∙ 6960 = 12528 N, forța maximã ce se transmite prin suspensie,

fst = 200 mm, sãgeata staticã,

fd = 120 mm, sãgeata dinamicã,

Fig. 3.2. Construirea caracteristicii elastice necesare la roatã [1]

Pentru asigurarea unui mers lin al automobilului caracteristica elasticã a suspensiei trebuie sã treacã prin punctele A și B, condiție care este îndeplinitã numai de o caracteristicã neliniarã. Aceasta este prezentatã în figura 3.3, fiind și caracteristica elasticã ce se adoptã pentru autovehiculul de proiectat.

Fig. 3.3 Caracteristica elastică adoptată [1]

Caracteristica adoptatã are în apropierea săgeții statice o rigiditate constantã, deci asigurã un mers lin automobilului, iar la sãgeți mari rigiditatea crește ușor progresiv.

Calculul elementului elastic

Parametrii dimensionali principali pentru bara de torsiune cu secțiune cilindricã sunt prezentați ȋn figura 3.4.

Figura.3.4.Parametrii dimensionali principali pentru bara de torsiune cilindricã cu capete canelate

Parametrul dimensional principal este diametrul porțiunii de lucru dt, iar în funcție de acesta se recomandã[3]: diametrul capetelor (1,2…1,3)dt; lungimea porțiunii canelate (0,91,3)dt.

Lungimea funcționalã a barei de torsiune l se determinã din condiția obținerii sãgeții statice impuse, cu relația:

(3.3)

unde: φst este unghiul de rãsucire corespunzãtor sãgeții statice; Mt st este momentul de torsiune la sãgeata staticã; G este modulul de elasticitate transversal.

Ȋn tabelul 3.1 sunt prezentate relațiile de calcul pentru barele de torsiune,[1] . Voi folosi formulele (3.4) și (3.5) pentru bara de torsiune cu secțiune circularã plinã, adicã prima linie din tabel.

Tabelul 3.1.Relațiile de calcul pentru barele de torsiune

(3.4) (3.5)

Observație: Ȋn acest tabel linia doi corespunde barei de torsiune compuse din lamele dreptunghiulare suprapuse, linia trei barei de torsiune compuse dintr-un mãnunchi de bare subțiri cu diametrul d , linia patru barei de torsiune compuse din douã bare dispuse ȋn serie, una cu secțiune plinã de diametru d și a doua cu secțiune tubularã .

Bara de torsiune se folosește și ca barã stabilizatoare pentru micșorarea oscilațiilor de ruliu și mãrirea stabilitații automobilelor ȋn viraje. Cea mai raspanditã formã de barã stabilizatoare este cea de “U”, fixate articulat de șasiu sau caroserie cu partea din mijloc, iar cu capetele articulate direct sau prin tije intermediare (bielete), de puntea automobilului.

Figura 3.5 Schema de montare a barei stabilizatoare la puntea motoare fracționatã din fațã cu mecanism patrulater transversal a unei autoutilitare: A- barã stablizatoare, B- barã de torsiune longitudinala a suspensiei.

Pentru dimensionarea barei de torsiune este necesar sã se cunoascã tensiunea admisibilã la torsiune pentru materialul din care este fabricatã.

Conform DIN 17221” German Institute for Standardisation (Deutsches Institut für Normung)” fabricarea barelor de torsiune se face din oțeluri de arc superioare, cel mai des folosit material fiind, oțelul cu denumirea 60SiCr7, care este echivalentul otelului 60Si15A conform STAS 795/92.

Limita de curgere pentru acest oțel se aflã în legãturã cu duritatea acestuia, calculându-se cu formula:

σc = 3,38 ∙ HB; (3.6)

Duritatea oțelului 60Si15A este HB = 280 MPa, conform [4]. Se poate deci calcula conform formulei (3.6) limita de curgere :

σc = 3,38 ∙ 280 = 947 MPa;

Pentru a stabili tensiunea admisibilã la torsiune se adoptã coeficientul de siguranțã: c = 2;

Cu ajutorul lui c se poate calcula tensiunea admisibilã la tracțiune :

σa = σc / 2 = 473 MPa ;

Precum [6] τat / σa = 0,6 , de unde putem calcula τat = 284 MPa.

Folosind formula (3.4) putem stabili diametrul porțiunii de lucru al barei de torsiune :

d = (3.7)

unde :

Mt = lbraț ∙ Fmax = 200 ∙ 12528 = 2,505,600 Nmm, este momentul de torsiune,

lbraț= 200 mm, lungimea brațului prin care forța se transmite arcului tip barã de torsiune, valoarea fiind stabilitã constructiv, precum in desenul de ansamblu.

Putem calcula :

d = ≈ 35 mm.

Adoptãm diametrul porțiunii de lucru: d = 35 mm.

Putem stabili și valorile diametrelor capetelor, de asemenea și lungimile porțiunilor canelate : dcap = 1,3 ∙ d = 45,5 mm – se adoptă dcap = 46 mm,

lcaneluri = 1,2 ∙ d = 42 mm – se adoptă lcaneluri = 42 mm.

Dimensiunea finalã ce trebuie calculatã, este lungimea funcționalã a barei de torsiune. Putând fi determinatã cu ajutorul formulei (3.3), fiind necesarã cunoașterea unghiului de rãsucire care corespunde sãgeții statice, φst . Acesta se alege constructiv φst = 45°. Se înlocuiește în formula (3.3) și rezultã :

unde G = 8∙104 N/mm2 este modulul de elasticitate transversal specific pentru oțeluri, [6]

Astfel adoptãm lungimea funcționalã a barei de torsiune: l = 650 mm.

Calculul rigiditãții suspensiei și a frecvenței oscilațiilor masei suspendate

Se realizeazã pornind de la faptul cã Rigiditatea suspensiei ks este tangenta unghiului de înclinare al tangentei dusã prin punctul corespunzãtor sarcinii statice, la curba medie ce definește caracteristica elasticã adoptatã pentru suspensia ce se proiecteazã, prezentatã în figura 3.3.

(3.8)

Figura. 3.6. Valoarea unghiului de înclinare al tangentei dusã prin punctul A

Putem calcula ks = tg 73° = 3,27 daN/mm = 32700 N/m.

Dependența dintre frecvența oscilațiilor proprii ale masei suspendate (fiind impusã din condiția asigurãrii unui confort corespunzãtor) și sãgeata staticã a suspensiei fst este datã de relația 3.9 [1].

[oscil/min] (3.9)

unde fst=fst.susp+fst.p [cm] fst.susp este sãgeata staticã a suspensiei;

fst.p este sãgeata staticã a pneului.

Drept urmare, pneul ales este de tipul 215/75 R 16C , cu raza liberã r0 = 357 mm și raza staticã rs = 320 mm.

Rezultã sãgeata staticã a pneului :

fst.p = r0 – rs = 357 – 320 = 37 mm.

Vom adopta sãgeata staticã a suspensiei: fst.susp = 200 mm, drept urmare se poate calcula frecvența oscilațiilor proprii ale masei suspendate:

ν = = 61,62 oscil/min = 1,03 Hz .

Frecvența are o valoare sub limita de 4 Hz, de unde începe intervalul cu cele mai dãunãtoare frecvențe pentru om. Valoarea obținutã este în imediata apropiere a valorii optime, omul avand o frecvențã la mersul pe jos de aproximativ 1 Hz.

Drept urmare acest rezultat este satisfacator, astfel este asigurat confortul conducãtorului auto, fãcând posibil și transportul mãrfii în condiții optime.

Calculul amortizorului hidraulic telescopic

Calculul si proiectarea amortizorului hidraulic telescopic trebuie corelate cu calculul si proiectarea elementului elastic al suspensiei alese de proiectat, pentru a obține performanțele necesare de confort si siguranțã.

Calculul si proiectarea amortizorului curpind definirea caracteristicii externe de amortizare, stabilirea dimensiunilor constructive de bazã și determinarea parametrilor orificiilor de scurgere și a supapelor, care sã asigure caracteristica impusã. Amortizoarele hidraulice sunt proiectate si fabricate de constructori specializați, astfel amortizorul se poate alege dintr-o largã gamã de produse a diferiților fabricanți, ținand cont de parametrii prezentați mai sus.

Pentru a determina caracteristica de amortizare la nivelul roții autovehiculului, este necesar a se efectua calculul coeficientului de rezistențã al amortizorului în cazul domeniului necesar de amortizare pentru caroserie ( masa suspendatã) și pentru roatã ( masa nesuspendatã) .

Caracteristica de amortizare

Caracteristica de amortizare reprezintã dependența forței de amortizare () de viteza de deplasare a pistonului amortizorului.

Analitic caracteristica de amortizare este datã de relația: , ȋn care: (c) este coeficientul de rezistențã al amortizorului, iar (i) este un exponent.

Ȋn funcție de valoarea acestui exponent (i) carcateristica de amortizare poate fi:

liniarã i=1 (curba 1);

progresivã i>1 (curba 2);

regresivã i<1 (curba 3).

Figura 3.7.Caracteristica de amortizare: 1 – liniarã, 2 – progresivã, 3 – regresivã.

La amortizoarele care au caracteristica de amortizare progresivã, forța de amortizare este micã la valori mici ale vitezei de oscilații a pistonului, deci la viteze mici de oscilații ale roții. Astfel zis, amortizarea este redusã pe drumuri cu denivelãri. Amortizoarele care au caracteristica regresivã conduc la obținerea unor forțe de amortizare mai mici ( ȋn comparație cu cele care au caracteristica de amortizare progresivã) la viteze mari de oscilații ca urmare, sarcinile transmise caroseriei sunt mai mici, dar confortul scade.

În continuare se vor determina cei doi coeficienți, conform [1].

cM= 2∙D ; (3.10)

unde:

D = 0,25 este gradul de amortizare;

ks= 32700 N/m este rigiditatea suspensiei;

ms = 1685 este masa suspendatã pentru autovehiculul gol.

cM== 3535 Ns/m.

cm=; (3.11)

unde:

mns= 215 kg este masa nesuspendatã (roțile și punțile fațã/spate);

Kt – rigiditatea pneului.

Se considerã cã sãgeata staticã a pneului fst.p = 37 mm și încãrcarea pe o roata de 348 daN se poate calcula rigiditatea medie a pneului:

Kt = 348/37 ≈ 9 daN/mm = 90000 N/m

ccrm== 4734 Ns/mm.

Precum ȋn tabelul 3.2 coeficientul de rezistențã a cursei de comprimare a amortizorului pentru suspensia spate este cc=1380 Ns/m, iar cel pentru cursa de destindere este cd= 4440 Ns/mm.

Tabelul 3.2. Valori medii pentru coeficientul de rezistențã al amortizorului cu supapele închise [N.s/m], [1]

Pe cursa de comprimare mãrimea coeficientului de rezistențã, reprezintã 40% din valoarea criticã coeficientului de amortizare al masei nesuspendate și 29% din valoarea criticã a coeficientului de amortizare pentru masa suspendatã.

Valoarea coeficientului de rezistențã pentru cursa de destindere este 125% din valoarea criticã a coeficientului de amortizare pentru masa suspendatã și 94% din valoarea criticã a coeficientului de amortizare pentru masa nesuspendatã.

Pentru a dimensiona amortizorul, se recomandã ca secțiunea minimã necesarã Sap a pistonului amortizorului sã se calculeze cu relația, [1]:

Sap=210-3Gm; (3.12)

unde: Gm=2150 N este greutatea masei nesuspendate.

Sap=210-32150=4,3 cm2.

Din punct de vedere al construcției amortizoarelor, putem preciza ca au fost gasite cataloage pentru amortizoare, realizate de producatori, ca de exemplu: SACHS si KAYABA [12].

Se alege diametrul secțiunii pistonului, dpa=40 mm (aria secțiunii pistonului Acil=12,6 cm2 este mai mare decât cea minimã calculatã), a tijei, dta=16 mm și diametrul exterior al tubului rezervor dtub=60.

Conform [1], dimensionarea orificiilor calibrate din piston se face pornind de la necesitatea de a se obține coeficienții cc și cd de rezistențã ai amortizorului.

Aria orificiilor care ajutã la curgerea lichidului va fi data de:

A= . (3.13)

Aria efectivã (Aef ) va fi egalã cu aria cilindrului de lucru al amortizorului la cursa de comprimare, Aef=Acil=12,6 cm2, iar pentru cursa de destindere, va fi egalã cu aria pistonului minus aria secțiunii tijei amortizorului (Aef=Acil-Atijă=10,6 cm2 ). Coeficientul de debit, μ este ales din intervalul 0,6…0,75 și se adoptă valoarea μ=0,65.

Aoc == 0,37 cm2 – aria orificiilor la comprimare;

Aod == 0,173 cm2 – aria orificiilor la destindere.

Calcule de rezistențã pentru suspensia proiectatã

Calculul de rezistențã pentru bara de torsiune

Arcul barã de torsiune, folosit ca element elastic al suspensiei, asigurã acesteia o serie de avantaje ca: durabilitate ridicatã, greutate micã a maselor nesuspendate, distribuție mai avantajoasã sarcinilor pe cadru, lipsa frecãrii interne. Este formatã dintr-o barã de metal care funcționeazã ca un arc, aceasta este atasatã ferm la un capãt de șasiu, celãlalt capãt al barei, poate fi atașat la ax, la brațul de suspendare sau de fus.

Mișcarea verticalã a roții determinã bara sã se rãsuceascã ȋn jurul axei sale, aceasta este opusã de rezistența barei la torsiune.

Bara de torsiune ca element elastic al suspensiei se folosește mai mult la autoutilitare, sunt soluții consacrate de vehicule comerciale care folosesc prin tradiție bara de torsiune.

Figura 3.8. Suspensie independentã pentru punte fațã fracționatã cu mecanism patrulater transversal cu barã de torsiune cilindrica A dispusã longitudinal (Iveco Daily).

Sistemul de suspensie cu barã de torsiune ce se proiecteazã a fost dimensionat ȋn cadrul subpunctului 3.3, sã reziste la solicitarea de torsiune, drept urmare un calcul de rezistențã nu va fi necesar.

Va fi ȋnsã necesarã dimensionarea asamblãrii prin caneluri, cea care face legãtura dintre bara de torsiune și elementele de legãtura cu șasiul sau bratul superior al punții.

De asemenea ȋn cadrul subpunctului 3.3 au fost dimensionate diametrele capetelor barei de torsiune, dcap = 46 mm. La proiectare se alege modul de centrare: pe diametrul interior (centrare interioarã, d), pe diametrul exterior (centrare exterioarã, D) și pe flancuri (centrare lateralã, b) stabilindu-se astfel care dintre dimensiuni are rolul hotãrâtor ȋn stabilirea tipului de ajustaj pentru ansamblul celor douã piese.

Ținand cont de acest diametru, care desemneazã diametrul piesei de tip arbore pentru asamblarea cu caneluri, se vor alege celelalte dimensiuni nominale ale arborilor și butucilor canelați cu profil dreptunghiular de uz general ale asamblãrii impuse prin urmatorul standard: STAS 1768 – 88 , conform figurii 3.8.

Ȋn continuare sunt prezentate dimensiunile:

z = 8 caneluri;

d = 42 mm;

D= 46 mm;

b = 8 mm;

f1min = 5,03 mm.

Figura.3.8. Asamblare canelatã cu profil dreptunghiular,[10]

Determinarea lungimii canelurilor a fost de asemenea determinatã la subpunctul 3.3, lcaneluri = 42 mm. Totuși asamblarea necesiã verificarea la strivire:

σs = ≤ σsa (3.14)

unde: k = 0,75 coeficientul de repartiție neuniformã a sarcinii pe caneluri;

σsa = 80-120 N/mm2 pentru oțeluri;

Mt = 200 ∙ 11990 Nmm.

σs = = 108 N/mm2 ≤ 120 N/m2

Verificarea canelurilor la forfecare se face cu relația :

τf = (3.15)

deci τf = N/mm2 ≤ 60 N/mm2

Va rezulta cã asamblarea prin caneluri o sã reziste la presiunea de strivire și la mișcarea de forfecare.

Calculul de rezistențã pentru tija amortizorului.

Forța transmisã prin sistemul de suspensie va supune la compresiune tija amortizorului.

Calculul a fost fãcut anterior în cadrul subpunctului 3.2 și are valoare

Fmax = 12528 N.

Diametrul tijei amortizorului este d = 16 mm fiind fabricat din oțel aliat 18MC10 , cu tensiunea admisibilã la tracțiune σsa = 300 MPa [6].

Direcția tijei amortizorului nu este însã aceeași cu direcția verticalã pe care acționeazã forța Fmax ci este înclinatã cu 20°.

Valoarea forței ce comprimã tija va fi F = Fmax cos 20° = 12528 = 11772 N.

Valoarea efortului unitar va fi :

σc = = = 234 MPa ≤ σsa = 300 MPa , de unde reiese cã tija amortizorului va rezista la compresiune.

Capitolul IV

Studierea unuia dintre urmãtoarele aspecte: diagnosticarea, mentenanța, ȋncercari ale suspensiei , [3], [12], [13]

4.1. Diagnosticarea și mentenanța suspensiei,[3], [12], [13]

Aspecte generale

Starea tehnicã a suspensiei este strâns legatã de, confortul oferit pasagerilor si conducãtorului auto respectiv durabilitatea funcționarii automobilului și siguranța circulației. Organismul uman suportã relativ ușor frecvențe pânã la valori maxime de 80 Hz. Oscilațiile cu frecvențe joase provoacã tulburãri asemãnãtoare,,rãlui de mare”. Ȋn plus oscilațiile cu frecvențe care depașesc pragul mențonat, afecteazã sistemul nervos central cu consecințe foarte neplãcute.

Suspensiile defecte ȋn prezența unor creșteri a solicitãrilor dinamice, accelereazã uzura roților, rulmenților, a direcției și caroseriei. Se manifestã totodatã (ȋn cazul suspensiilor defecte) ȋnrautațirea stabilitații la rulare.Statisticile aratã cã din totalul reparațiilor curente 10% revin suspensiei. Parametrii care caracterizeazã starea generalã a suspensiei (zgomote, șocuri, oscilații ale roților etc.) au legãturi multiple și cu alte pãrți ale autovehiculului nefiind caracteristici numai suspensiei.

Creșterea de 4 – 5 ori a solicitãrilor dinamice provocatã de o suspensie defectã slãbește strângerile și grãbește uzura unor pãrți ale vehiculului, cum sunt roți, rulmenți, bucșe, articulații, caroserie etc, reducand durata de exploatare a acestora pânã la de 1,5 ori. Ȋn sfârșit, o suspensie aflatã ȋn stare necorespunzãtoare face ca, ȋn timpul rulajului, roțile sã nu mai pãstreze contactul permanent cu carosabilul, deoarece acestea nu mai pot urmãri toate denivelarile solului.

Drept urmare, controlul direcției automobilului se ȋnrãutãțește, favorizând derapajul, mai ales când aderența drumului este mai slabã. Datoritã acestui motiv, rulajul unui autovehicul care are suspensia defectã se face ȋn alurã mai moderatã, micșorând viteza de trafic și, uneori, mãrind consumul specific de combustibil.

Parametrii de stare ai sistemului de suspensie, sunt:

ruperea, slãbirea arcurilor sau a barelor stabilizatoare;

uzura bolțurilor si a bucșelor de prindere;

uzura sau ruperea limitatoarelor de cauciuc;

uzura amortizoarelor;

pierderea de lichid din amortizoare;

deformarea brațelor suspensiei (bieletele barei stabilizatoare, mecanismul de ȋncarcare al barei de torsiune, etc.)

Parametrii de diagnosticare ai sistemului de suspensie, sunt:

zgomote si bãtai ȋn suspensie;

șocuri;

oscilațiile roților;

oscilațiile caroseriei;

scurgeri de lichid.

Simptomele defectãrii suspensiei și cauzele lor posibile, sunt prezentate ȋn figura 4.1, din care se poate trage concluzia cã, spre deosebire de celelalte ansambluri ale automobilului, suspensia nu admite un sistem de diagnosticare ȋmparțit riguros in procedee de diagnosticare generalã și pe elemente.Parametrii de diagnosticare care ar caracteriza starea generala a suspensiei, cum sunt zgomotele, șocurile, oscilațiile roților etc, au legãturi multiple și cu alte pãrți ale autovehiculului nefiind caracteristice doar suspensiei.

De aceea diagnosticarea suspensiei se face numai pe elemente, parametrii de diagnosticare fiind prezentați in tabelul 4.1.Dintre toți parametrii arãtați ȋn tabel, numai ȋnregistrarea și analiza oscilațiilor caroseriei prezintã o oarecare interferențã a influenței stãrilor amortizorului și a arcului, dar ȋn acest caz, așa cum se va vedea, este posibilã o netã decelare a defecțiunilor.

Figura 4.1. Parametri de diagnosticare ai suspensiei, [12].

Din analiza tabelului anterior, parametrii de diagnosticare ai suspensiei se pot ȋmparți ȋn patru grupe:

geometrici și de stare;

de elasticitate (caracterizeazã starea arcurilor și a stabilizatoarelor de viraj);

de etanșare;

dinamici (de oscilații); dau indicii mai ales asupra funcționarii amortizoarelor.

Parametrii aflați in primele doua grupe se pot determina vizual sau prin mãsurari simple, farã sã necesite o tratare specialã.

Figura 4.2 Planurile și direcțiile ȋn care acționeazã oscilațiile caroseriei automobilului, [12]

Oscilațiile de tip A,B și C sunt provocate de reacțiunile suspensiei dupã trecerea peste denivelãrile drumului. Ele fiind cele mai frecvente și mai supãratoare.

Atenuarea acestor oscilații se obține cu ajutorul amortizoarelor. Importanța acestor elemente este mult mai mare in cadrul suspensiilor cu arcuri elicoidale decât la cele cu arcuri lamelare, la care existã un efect de amortizare datoritã frecarilor dintre foi.

Deplasarea automobilului cu vitezã medie pe un traseu denivelat mãrește de circa 4 – 5 ori solicitãrile dinamice. Tocmai din acest motiv suspensia defectã accentueazã procesul de uzurã a elementelor direcției, a punților, a rulmenților, produce uzuri ale pneurilor etc.

Suspensiile autovehiculelor se clasificã dupa urmatoarele douã criterii:

tipul dispozitivului de ghidare (tipul punții);

tipul elementului elastic.

Din punct de vedere al tipului dispozitivului de ghidare, se deosebesc suspensii dependente si suspensii independente. Elementul elastic al suspensiei poate fi metalic, cazul arcurilor elicoidale, lamelare (ȋn foi) și barelor de torsiune, dar și pneumatic, hidropneumatic, din cauciuc sau mixt.

4.2 Diagnosticarea arcurilor

Defecțiunile uzuale cu efecte exterioare se pot remarca prin examinare vizualã. Diagnosticarea urmarește ȋn special determinarea elasticitații, care constã ȋn modificarea dimensionalã ȋn funcție de sarcinã. Un alt tip de verificare pe langã cel care urmarește descoperirea defectelor exterioare constã ȋn supunerea arcului unui test care are ca scop stabilirea elasticitații prin determinarea caracteristicii sale, adicã a variației lungimii sale efective l (la arcuri elicoidale) ȋn funcțe de sarcina P (vezi figura 4.3), lungimea efectivã fiind luatã ca parametru de diagnosticare.

Daca linia caracteristicã a arcului se gãsește sub linia etalon, arcul trebuie ȋnlocuit. Deoarece determinarea pe vehicul a caracteristicii efective a arcului este complicatã, se obișnuiește a se aplica pe roata respectivã o sarcinã de diagnosticare Pd mãsurându-se lungimea arcului ȋn aceastã situație, daca aceasta este sub limita admisibilã se considerã cã arcul este slãbit și trebuie schimbat. Conform STAS 6926/13 – 70, verificarea calitații suspensiei se face prin determinarea caracteristicii generale a acesteia și compararea deformației arcului cu datele limitã ȋn douã situații (la comprimare și la destindere) figura 4.3:

cu ȋncãrcãturã nominalã;

farã ȋncãrcãturã.

Ȋn cazul arcurilor cu foi, proprietãțile de amortizare pot fi apreciate prin diferența dintre forța de ȋncãrcare și cea de revenire. Ȋn majoritatea cazurilor, forța de frecare reprezintã pânã la 20% din ȋncãrcarea staticã. O altã posibilitate de diagnosticare a acestor tipuri de arcuri, se face reprezentând schematic ansamblul roatã-suspensie-caroserie (vezi figura 4.3) și acceptând cã roata primește o excitație cu caracter sinusoidal fenomenul de oscilație care ia nașere poate fi reprezentat matematic prin expresia:

unde:

– m, este masa nesuspendatã;

– x= deplasarea relativã exprimatã prin diferența dintre deplasarea centrului roții și cea a caroseriei ;

– reprezintã coeficienții de elasticitate ai pneului respectiv ai arcului;

– H reprezintã ȋnalțimea maximã a denivelarii perturbatoare;

– ω reprezintã pulsația forței perturbatoare;

– r reprezintã timpul.

Figura 4.3.Variația lungimii arcului elicoidal și caracteristica suspensiei, [12]

Prin determinarea acestei ecuații obținem expresia deplasãrii relative:

Atunci când, deplasarea relativã va fi zero, caroseria urmãrind identic mișcarea centrului roții , arcul se va comporta ca și cand nu ar exista sau ar fi complet rigid. Conform relației precedente, aceastã situație intervine atunci când adica pentru o valoare a denivelãrii = 8P/(=2,57 P/).

Așadar, dacã roata se aduce pe un stand ale cãrui rulouri au proeminențe de ȋnalțime și va fi supusã ȋncercãrii la un regim de vitezã oarecare, deormarea arcului aratã cã forța de amortizare efectivã ȋn arc este mai micã decât cea nominalã. Dacã ȋnsã arcul nu se deformeazã (se blocheazã), constituie indiciul unei frecãri ȋntre foi nepermis de mari, datoritã probabil lipsei ungerii foilor, fisurãrii sau ruperii acestora, apariției unor rizuri sau patrunderi de corpuri strãine abrazive ȋntre foi. Trebuie remarcat cã arcul lamelar este singurul arc metalic care necesitã operații de ȋntreținere (trebuie asiguratã ungerea suprafețelor dintre foi și ungerea articulațiilor daca este cazul) și se poate repara prin ȋnlocuirea foilor rupte sau prin springuirea foilor, la rece (pentru arcurile autoturismelor și autoutilitarelor), sau la cald pentru arcurile grele (autocamioane).

4.3. Diagnosticarea amortizoarelor

4.3.1. Diagnosticarea amortizoarelor prin demontarea de pe vehicul

Diagnosticarea separatã a amortizoarelor nu se poate efectua doar prin demontarea lor de pe autovehicul. Procedeul nu este specific diagnosticãrii rapide, dar permite stabilirea exactã a stãrii acestui organ. Ȋn esențã metoda se bazeazã pe stabilirea caracteristicii efective a amortizorului și interpretarea ei, atât din punct de vedere al formei, cât și al valorilor maximale ale forțelor exercitate la compresie și revenire.

Caracteristica amortizorului este un grafic ȋn care sunt ȋnscrise eforturile necesare pentru deplasarea tijei ȋn raport cu corpul amortizorului ȋn cele douã curse, așa cum se exemplifica ȋn graficul din figura 4.6. Deoarece regimul ȋncercãrii, apreciat ȋn oscilații pe secundã, influențeazã substanțial rezultatele, frecvența oscilațiilor trebuie bine precizatã ȋn prealabil.

Aparatura pentru diagnosticarea amortizorului demontate de pe autovehicul are o construcție foarte simplã, fiind, ȋn general, de tipul cu excentric și biela cu caracteristici variabile care permit montarea de amortizoare cu diferite lungimi si curse, de asemenea ȋn contrucția aparatului mai intra un dispozitiv de ȋnregistrare a caracteristicii amortizorului.

Pentru diagnosticarea amortizoarelor demontate de pe automobil, se folosesc o serie de instalații cu ajutorul cãrora se obțin defapt caracteristicile acestora, iar cele mai uzuale reprezentând variația forței opusã de amortizor, ȋn funcție de cursa pistonului, la diferite frecvențe de oscilație ale suspensiei care ȋncearcã sã reproducã anumite viteze de deplasare ale automobilului.

Ȋn acest scop variazã viteza pistonului de regulã ȋntre 0,130 m/s și 0,523 m/s. Amortizoarele se verificã la diferite curse, cele mai uzuale fiind 25,50,75 și 100 mm.

Figura 4.4 Schema de principiu a unei instalații pentru verificat amortizoarele, [12]

Ȋn cazul diagnosticãrii amortizoarelor telescopice, acestea se monteazã ȋn poziția 8 ȋn locul tijei 4. Instalația prezentatã – italianã de tip R.I.V. Aparatul are douã brațe, 1, de prindere a amortizorului, prevãzute cu mai multe puncte de fixare dupa lungimea acestuia. Prin ȋntinderea și comprimarea amortizorului pe tamburul 3 se ȋnregistreazã, de cãtre inscriptorul 2 curba amortizãrii oscilațiilor.

Fig. 4.5Caracteristica specifică pentru un amortizor de tip Armstrong, [12]

Fig. 4.6 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor clasice, [12]

Fig. 4.7 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor tip Armstrong, [12]

Fig. 4.8 Caracteristici specifice pentru defectectele amortizoarelor Armstrong, [12]

4.3.2 Diagnosticarea amortizoarelor pe vehicul

Diagnosticarea amortizoarelor farã demontarea lor de pe vehicul se face prin ridicarea caracteristicii de oscilatie a caroseriei. Datoritã faptului ca amortizorul funcționeazã ȋn paralel cu arcul, caracteristica de oscilație obținutã, va fi influențatã ȋntr-o oarecare masurã de starea acestuia. Din aceastã cauzã, pentru a aprecia corect calitatea amortizorului verificat, este necesar ca, ȋn prealalbil, sã fie efectuatã verificarea arcurilor, și doar atunci cand s-a stabilit cã starea lor este bunã putem trece la determinarea caracteristicii de oscilație.

Pentru a ȋnțelege semnificația acesteia, se reamintește cã suspensia automobilelor se comportã ca un sistem dinamic ȋn care semnalele de intrare variabile sunt transformate la ieșire ȋn variații ale altor mãrimi.

Semnalul de intrare h (t) este o funcție de timp, care poate fi aleatoare, dacã rulajul se desfãșoarã pe un drum oarecare, sau poate avea o formã determinatã, dacã rulajul se efectueazã pe un drum cu denivelari ordonate sau pe un rulou cu prominențe studiate. La ieșirea din sistemul dinamic se regãsesc una sau mai multe funcții de rãspuns, cum sunt: deplasarea pe verticalã a caroseriei, viteza și accelerația acesteia, deplasarea relativã a roții ȋn raport cu caroseria (cursa arcului), ȋncãrcarea dinamicã, etc. Ca parametrii de diagnosticare se selecteazã, de obicei, caracteristica de oscilație (care reprezintã variația ȋn timp a deplasãrii caroseriei), deplasarea relativã sau, mai rar, accelerația parților suspendate. Diagnosticarea se poate face prin ȋnregistrarea oscilațiile forțate sau libere.Diagnosticarea prin stabilirea caracteristicii oscilaței forțate se bazeazã pe observația, cã funcția de intrare (excitatoare) poate fi creatã astfel ȋncât sã respecte o lege armonicã, reprezentatã de o serie Fourier:

h(t) = H sin (+)

La ieșire se va produce un semnal tot de naturã armonicã: x(t) = X

x(t) = X(ω)sin(+

dar de amplitudine X(ω) și defazaj diferite, ȋn care X(ω) este o funcție de pulsație. Variația raportului celor douã amplitudini ȋn funcție de pulsație:

X(ω)/H = O(ω);

reprezintã caracteristica de oscilație forțatã a suspensiei. Pe un stand ale cãrui rulouri au proeminențe de ȋnalțime constanta H, cunoscutã, variația amplitudini funcției de ieșire X(ω) reprezintã la scara H chiar mãrimea amplitudinii sau acceleratia caroseriei. Pentru un vehicul oarecare caracteristicile de oscilație reprezentate grafic ȋn funcție de frecvența n au aspectul din figurile 4.9.1 a, pentru amplitudinea caroseriei, și 4.9.1 b pentru cea a centrului roții. Din aceste grafice se observã cã forma caracteristicilor depinde de coeficientul de elasticitate al arcului k și de coeficientul de amortizare c, mãrimi care afecteazã ȋn același timp și frecvența de rezonanțã la care se realizeazã valorile maxime ale amplitudinii.

Rezonanța se produce la frecvențe coborâte, la care amplitudinea este puternic influențatã de gradul de amortizare, anume de rezistența amortizorului, cu cat c este mai mare, deci cu cât amortizorul este mai eficace, cu atât amplitudinea mișcarii caroseriei, ca și cea a roții sunt mai mici, iar acest factor sã afecteze sensibil valoarea frecvenței de rezonanțã. Prin urmare, este suficient sã se mãsoare cu un dispozitiv oarecare valoarea maximã a amplitudinii produse prin modificarea turaței roții și sã se compare aceastã mãrime cu valoarea admisibilã, astel se poate aprecia calitatea amortizorului.

Fig. 4.9 Diagnosticarea prin stabilirea caracteristicii oscilației forțate, [12]

Fig. 4.9.1 Caracteristicile de oscilație a caroseriilor pentru diferite stãri ale amortizoarelor, [12]

Graficile aratã, pe de altã parte, cã modificarea rigiditații arcului provoacã schimbarea simultanã atât a amplitudinii maxime, cât și a frecvenței de rezonanțã. Astfel, dacã se cunoaște frecvența de rezonanțã a suspensiei vehiculului testat, atunci abaterea valorii frecvenței de rezonanțã determinate experimental ȋn raport cu valoarea sa nominalã constituie indiciul modificãrii elasticitãții arcului. Aceastã observație atrage atenția ȋncã odata asupra necesitații verificãrii prealabile a stãrii arcului, ca o premisã strict necesarã pentru a obține rezultate exacte privind calitatea amortizorului diagnosticat pe aceastã cale. Din datele statistice existente rezultã cã domeniul de producere a regimului de rezonanțã se situeazã la autoturisme ȋntre 1 – 4 osc/s.

Ȋn cazul ȋn care testarea prealabilã a arcurilor a dus la concluzia cã starea lor tehnica este bunã, deci este exclusã eventualitatea influenței lor asupra valorii frecvenței de rezonanțã și asupra amplitudinii maxime de oscilație, ȋncercarea la rezonanțã nu mai este necesarã, fiind suficientã mãsurarea amplitudinii de oscilație a caroseriei la un regim oarecare. Ȋn aceastã situație se obține variația ȋn timp a ȋnalțimii de oscilație a caroseriei (vezi figura 4.10).

Starea amortizorului se apreciazã prin compararea valorii efective a amplitudinii cu limita admisibila prin eventuala variație a amplitudinii precum și dupã forma curbei obținute. Drept urmare, graficul 4.10 a, reprezintã un amortizor bun; celelalte b,c,d,e,f constituie exemple ale unor amortizoare defecte. La unele standuri graficul de oscilație este oferit ȋn formã circularã (vezi figura 4.12).

Figura 4.10.Variația in timp a înălțimii de oscilație a caroseriei, [12]

Figura 4.11 Stand de fabricație Boge pentru încercarea amortizoarelor, [1], [12]

Ȋn figura 4.11 este prezentat un stand de fabricațe Boge, pentru ȋncercarea amortizoarelor, la care mișcarea de rotație a arborelui motorului electric 8 este transformatã ȋn mișcare oscilatorie de dispozitivul excentric 9, uniformitatea mișcãrii fiind asiguratã de volantul 7. Prin arcul 5 și dispozitivul de reglare 4, mișcarea este transmisã brațului l, acesta din urmã acționand platforma 10 pe care se aflã una din roțile automobilului. Oscilațiile caroseriei sunt ȋnregistrate de dispozitivul 3 pe o diagramã circularã, acest dispozitiv fiind acționat de motorașul electric 2.

Schema de principiu a unui stand cu platforme pentru diagnosticarea amortizoarelor montate pe autovehicul este prezentatã ȋn figura 4.13.

Figura 4.13. Schema de principiu a standului cu platforme pentru diagnosticarea amortizoarelor ȋn stare montatã pe autovehicul, [12]

Standul cuprinde:

douã platforme , 5, pe care se poziționeazã automobilul și care sunt supuse unor vibrații create de mecanismul cu excentric 1;

arcul 2 și pârghia 4 transmit vibrații platformelor tip platou 5;

mecanismul 1 este inițial accelerat, astfel ȋncât oscilațiile ansamblului sã aibã frecvența de aproximativ 15 Hz, dupã care acesta este lãsat sã oscileze liber;

ȋn acest timp se urmaresc amplitudinile de oscilație pe aparatul de masurã 3.

La rezonanțã, amplitudinile vor fi maxime. Ele se comparã cu cele limitã.

Figura 4.12 Diagrame comparative ȋn formã circular, [12]

Pentru a se obține rezultate corecte, se recomandã ca, ȋn prealabil sã se verifice și eventual sã se restabileascã presiunea ȋn pneuri, iar automobilul sã fie complet gol, elementele acestuia trebuie sã fie bine fixate, ușile și capotele ȋnchise. La așezarea pe stand axa vehiculului trebuie sã fie paralelã cu cea a instalației, ȋn plus, roțile sa fie aranjate ȋn linie dreaptã.

Ordinea de lucru este urmãtoarea: se monteazã ȋn dispozitivul 3 o hâtie disc, luatã din stativul 6, apoi se acționeazã motorul electric 2, stabilind distanța dintre platformele 11 ȋn conformitate cu calea automobilului testat; se aduce automobilul cu roțile din fațã pe platforme, i se va opri motorul, și se blocheazã frâna de siguranțã, se pornește motorul electric 8 a uneia din platforme și se aduce apoi acul dispozitivului de ȋnregistrare 3 pe linia de nul a hartiei disc; dupa 10-12 secunde se oprește motorul electric 2, cuplându-se releul dispozitivului de ȋnregistrare care asigurã rotirea uniformã a hârtiei disc cu turația 2,2 , timp de 40 secunde.

Se obține astfel o diagramã asemanatoare aceleia din figura 4.10, din care se vede cã, la rezonanțã, amplitudinea caroseriei este maximã, comparându-se amplitudinea efectivã cu cea etalon, se pot trage concluzii legate de starea amortizorului. Ȋn general, toate standurile au construcții asemanatoare celei descrise ȋn figurile 4.11 și 4.13, deosebirile care pot interveni sunt unele detalii nesemnicative ale dispozitivului de ȋnregistrare, care poate fi de naturã electronicã.

O altã soluție de producere a oscilațiilor forțate, folosește un excentric 2 (figura 4.14) care se monteazã pe roata mașinii suspendate pe rolele 5, acționate electric, b timpul rotirii rolelor , excentricul provoacã o mișcare oscilatorie a roții care se transmite prin brațele suspensiei senzorului I, semnalele electrice produse de acesta se transmit prin cablul 3 al aparatului de masurã 4, pe al cãrui cadran se pot citi rezultatele. Diagnosticarea prin stabilirea caracteristicii oscilației libere se bazeazã pe observația cã suspensia, ca sistem elastic, imprimã caroseriei o mișcare oscilatorie amortizatã, a cãrei amplitudine este puternic influențatã de calitatea amortizorului. Având o curbã etalon a oscilației libere, starea amortizorului se poate aprecia prin comparație.

Fig. 4.14 Soluție de producere a oscilațiilor forțate cu disc excentric, [12]

Ȋn figura 4.15 a, este prezentatã caracteristica etalon a oscilației libere a caroseriei (pentru un amortizor cu stare tehnica bunã), iar ȋn figura 4.15 b aceeași caracteristica obținutã cu un amortizor care conține doar 75% din cantitatea necesarã de lichid. Se poate observa cã la amortizorul defect amplitudinea oscilației libere, asemenea perioadei acesteia, s-au modificat. Din graficul 4.12 b se poate observa cã gradul de umplere cu lichid influențeazã mai ales amplitudinea oscilației din a doua parte a procesului, , la fel ca perioada oscilaței T. Se observã cã reducerea umplerii sub 75 % ȋnrautațește rapid și substanțial calitatea amortizorului , iar sub 60% amortizorul devine practic total ineficace.

Deoarece amplitudinea constituie elementul cel mai sensibil , ea este aleasã ca parametru de diagnosticare care se comparã cu valoarea limita specificã fiecarui vehicul, ȋn cazul prezentat ȋn figurile precedente =15 corespunde unui grad de umplere al amortizorului de circa 83%. Depãșiera valorii limitã poate fi provocatã nu doar de lipsa lichidului din amortizor ci și de alte defecțiuni, cum sunt blocarea sau ruperea supapei de trecere și ruperea arcului supapei de revenire.

Fig. 4.15 Caracteristica oscilației libere a caroseriei : amortizor cu stare bunã (a), amortizor care conține numai 75% din cantitatea necesara de lichid (b), [12]

În conformitate cu STAS 6926/13-70, la încercarea calitãții suspensiei prin metoda oscilațiilor libere se folosesc doi parametri de diagnosticare:

– frecvența n = 60/T (),

– coeficientul relativ de amortizare ,

relații ȋn care semnificația diferitelor simboluri este datã ȋn figura 4.16.

Din punct de vedere practic se disting douã procedee de aplicare a acestei metode: prin apãsarea caroseriei sau prin lansarea ei.

Prin primul procedeu caroseria vehiculului este apãsatã comprimând arcul amortizorului testat, dupã care vehiculul este eliberat brusc. Dupã eliberare caroseria va efectua câteva oscilații ale cãror elongații sunt înregistrate de un vibrograf de o natura oarecare , aparat care se plaseazã , de cele mai multe ori, pe aripa corespunzãtoare roții cãreia ȋi aparține amortizorul cercetat.

Aparatul înregistreazã mișcarea caroseriei pe o hârtie cãreia i se imprimã o vitezã de 20-30 mm/s, obținându-se astfel caracteristica oscilațiilor libere amortizate ale caroseriei, grafic care se exploateazã așa cum s-a arãtat mai înainte.

Fig. 4.16 Diagnosticarea calitãții suspensiei prin metoda oscilațiilor libere, [12]

Al doilea procedeu de lansare a caroseriei este mai simplu si ușor de aplicat, putându-se obține elongații mai mari decât cele produse prin metoda apãsãrii – de aceea acest procedeu este mai larg folosit. într-o prima variantã, roata al cãrei amortizor trebuie verificat este ridicatã cu un cric special a cãrui construcție permite eliberarea ei bruscã; într-o alta varianta ansamblul este pus sa depãșeascã un obstacol de tip panã 1, ca ȋn fig.4.16 dreapta. Ȋn ambele cazuri vibrograful se monteazã pe aripa sau pe bara de protecție ȋn apropierea amortizorului testat.

Experiența a arãtat cã rezultatele obținute prin aplicarea acestor procedee sunt influențate mai putin de presiunea aerului din pneuri, ȋn schimb rigiditatea arcurilor afecteazã considerabil calitatea diagnosticării. Din acest motiv este absolut obligatoriu, ca ȋn prealabil, sã se efectueze testarea arcurilor, asigurându-se cã arcurile aceleiași punți nu au caracteristici elastice diferențiate ȋntre ele cu mai mult de 10%.

Capitolul V

Proiectarea piesei din component (sub)ansamblului.Proiectarea barei de torsiune pentru suspensia punții fațã, [3], [7], [9], [13]

5.1.Condiții tehnice [3],

Arcurile barã de torsiune sunt formate din bare drepte, de secțiune constantã pe toatã lungimea activã. Secțiunea arcului poate avea diferite forme geometrice, cel mai frecvent fiind utilizatã bara de torsiune cu secțiunea rotundã, care asigurã o distribuție uniformã a tensiunii de torsiune pe ȋntregul contur al secțiunii și permite o rectificare ușoarã a suprafeței exterioare, operație necesarã pentru mãrirea rezistenței la obosealã. Arcurile barã de torsiune au dimensiuni de gabarit relative reduse, construcție simplã, montaj și ȋntreținere ușoare, tehnologie de execuție relativ simplã, capacitate portantã relativ mare și nu au frecãri interioare. Comparativ cu un arc elicoidal, execuția unei bare de torsiune este relativ simplã, ȋn esențã ea este un arbore drept prevãzut cu câte un element de fixare la fiecare capãt. Cel mai folosit element de fixare este canelura dreptunghiularã pentru barele grele (pentru autocamioane) sau triunghiulare pentru barele ușoare (pentru autoturisme sau autoutilitare). Totuși ca la orice piesã care suportã nivele de rezistențã așa de ridicate, se impune o execuție foarte ȋngrijitã. Cea mai criticã secțiune ȋn proiectare apare la joncțiunea dintre corpul barei și capetele de fixare. Este de preferat ca unghiul de la diametrul minim al capãtului de fixare la diametrul exterior al corpului barei sã nu depãșeascã 15ș. Diametrul minim al capãtului de fixare rãdãcini știftului ar trebui sã fie cu cel puțin d/7 mai mare fațã de diametrul corpului barei; de asemenea el ar trebui sã aibe raze de racordare la fundul canelurilor pentru a evita concentratorii de eforturi și ruperea la obosealã.

Cu scopul de a asigura o bunã comportare a barei la solicitãri dinamice fibrele materialului trebuie sã fie continue, deci mãrirea diametrului la capete se realizeazã prin refulare la cald ȋn conformitate cu procesul tehnologic relatat de firma producãtoare. Se admite ȋndreptarea la cald a barelor de torsiune. Duritatea barelor de torsiune se verificã atât pe probe (proba de fragilizare, dupã cãlire, cãlire-revenire) cât și pe cel puțin douã bare dintr-un lot de tratament. Canelurile se executã prin roluire (deformare plasticã) la cald. Procedeul prin care se face mãrirea rezistenței la obosealã a suprafețelor exterioare a barei de torsiune, cu excepția a suprafețelor frontale și a fusului, se realizeazã prin tasare cu role și prin bombardare cu alice. Ecruisarea (durificarea) barei de torsiune, se executã ȋn urmãtoarea ordine: tasare cu role a tijei și a razelor de racordare, ecruisare prin bombardare cu alice a tijei, racordãrilor și canelurilor, ecruisare prin tasare cu role a fundului canelurilor ( dupã pretensionarea barei). Trasarea cu role a flancurilor se va executa numai dacã nu trece calibrul canelat de simetrie.

5.2.Alegerea materialului, [7]

Materialele pentru arcuri trebuie sã ȋndeplineascã urmãtoarele proprietați:

limitã de elasticitate cât mai ridicatã;

rezistențã la obosealã;

menținerea proprietaților mecanice la temperaturi ȋnalte;

rezistențã la coroziune.

Ȋn STAS 795 se prezintã oțeluri laminate la cald pentru arcuri:

OLC55A, OLC65A, OLC75A, OLC85A;

51Si17A, 51VCr11A, 60Si15A, 40Si17A.

Oțelul selectat trebuie sã aibã o cãlibilitate adecvatã pentru a asigura o microstructurã lipsitã de feritã și o duritate de circa 55HRC la cel puțin jumãtate din raza corpului barei.

Pentru asigurarea unei rezistențe maxime la obosealã de lungã duratã, farã aparița fragilitații se vor selecta oțeluri cu un conținut nominal ȋn carbon de 0,60 % și având un grad de puritate foarte ridicat.

Materialul ales pentru executarea barei de torsiune, este un oțel de calitate superioarã extra. Acesta este denumit 60Si15A conform STAS 795/92, având urmãtoarele caracteristici:

Rezistența la rupere: 1500 N/;

Limita la curgere: 1400 N/;

Alungirea la rupere: min 7%;

Duritatea: 459 HB.

Figura 5.1.Compoziția chimicã, formele de livrare și domeniile de utilizare ale oțelului 60Si15A.

5.3.Tratamentul termic, [9]

Prin tratament termic se ȋnțelege ansamblul operațiilor tehnologice care constau ȋn ȋncãlzirea și rãcirea la anumite temperaturi cu anumite viteze de ȋncãlzire și rãcire. Aceste tratamente termice se aplicã ȋn scopul obținerii proprietaților fizico-chimice dorite. Baza teoreticã a tratamentelor termice o constituie transformãrile structurale ȋn funcție de variația temperaturii.

La stabilirea tehnologiei de tratament termic trebuie sã se ținã seama, pe lângã caracteristicile finale urmãrite, și de unele particularitãți pe care le prezintã oțelurile pentru arcuri.

Tratamentul termic propriu-zis constã dintr-o cãlire de la o temperature ce nu depașește 870șC, cu rãcire ȋn apã sau ȋn ulei preȋncãlzit (a cãrei temperatura se menține ȋntre 40…60șC) ȋn vederea oținerii structurii martensitice. Tratamentul termic pentru bara de torsiune, constã ȋn cãlire la temperatura de 870ș±10șC, urmat de revenire la 450ș…480șC.

Figura 5.2.Soluții inovative și moderne de tratament termic, [13]

5.4.Fișã film de fabricare

Figura 5.3.a. Fișã film a tehnologiei de fabricare a barei de torsiune

Figura 5.3.b.Fișã film a tehnologiei de fabricare a barei de torsiune

5.4.1.Aspecte particulare și etapele principale ale procesului tehnologic, [3]

Procesul tehnologic pentru prelucrarea barelor de torsiune este reprezentat de urmatoarele grupe de operații:

prelucrarea suprafețelor laterale și frezarea capetelor;

prelucrarea gãurilor de centrare;

strunjirea suprafeței laterale;

prelucrarea canelurilor prin deformarea plasticã;

durificarea superficialã;

tratament termic;

prelucrarea contur exterior prin deformare plasticã;

control defectoscopic nedistructiv și pretensionare.

Etapele menționate mai sus, reprezintã ansamblul de operații care prin acțiune simultanã sau succesivã transformã materia primã ȋn bunuri, ȋn cazul de fațã procesul tehnologic de fabricare a barei de torsiune.

Procedeele de prelucrare prin deformare plasticã care constau ȋn trecerea forțatã a materialului printr-un orificiu a cãrei secțiune de ieșire este mai micã decât secțiunea initial, sub acțiunea unei forțe de tracțiune, se numește tragere.

Figura 5.4.a.Schema de principiu a tragerii [13]

Produsele obținute prin tragere, sunt barele și profilele de diferite secțiuni,

Figura 5.4.b. Produse rezultate prin tragere, [13]

Bibliografie

[1] Mateescu V. – “Sisteme de frânare direcțe și suspensie pentru autovehicule, notițe de curs”

[2] Mihalache Stoleru, Florin Zafirescu, Nãstase Câmpean, Dan Vãltenu, “Agenda Automobilului partea I” Editura Tehnica Bucuresti 1984

* * *https://ro.scribd.com/document/56396211/SISTEMUL-DE-SUSPENSIE#scribd

* * * https://www.autoovarom.ro/intretinerea-sistemului-de-suspensie/

* * * https://ro.scribd.com/document/249898837/Diagnosticarea-suspeniei

[3] Bejan N. – Fabricarea și repararea autovehiculelor, notițe de curs U.P.B

* * * https://www.ttonline.ro/revista/tehnologii/uttis-tratamente-termice-brasov

* * * https://ro.scribd.com/document/345759051/Materiale-suspensie

[4] Andreescu Cr. – Dinamica autovehiculelor, notițe de curs, U.P.B

[5] Stoicescu A.P. – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor” Editura Tehnica Bucuresti

[6] “Suspensii și amortizoare”, Editura Tehnicã, București, 1970

[7] Marincas D, “Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere” Editura didactica și pedagogicã, București 1982

[8] Buzdugan Gh. – Rezistența Materialelor Editura Academiei Romane, Bucuresti 1991

[9] Gh.Frațilã, Mariana Frațilã, St.Samoilã – “Automobile, construcție ȋntreținere și reparare”.

Gh.Frațilã, Mariana Frațilã, St,Samoila, “Automobile.Cunoaștere” Editura Didacticã și pedagogicã București

[10] G.Drãghici – “Suspensii și amortizoare” Editura Tehnica București 1970

[11] * * * www2.mercedes-benz.co.uk

* * * www.fiatprofessional.co.nz

* * * www.fiatprofessional.ro

* * * www.iveco.com

* * * www.fiat.com.ro

* * * www.carfolio.com

* * * http://iveco.romil.ro/images/file/date_tehnice_daily/35C14V_MY2009_EEV_FURGON.pdf

* * * https://www.auto-data.net/ro/

[12] * * * https://www.scritub.com/tehnica-mecanica/DIAGNOSTICAREA-SUSPENSIEI93873.php

* * *https://ro.scribd.com/doc/53098114/Monroe-Totul-Despre-Suspensii

* * *https://ro.scribd.com/doc/250613253/Pun%C8%9Bi

* * *https://ro.scribd.com/doc/262807745/Sistemul-de-suspensie

* * *https://ro.scribd.com/doc/64741253/Arcuri-Bara-de-Torsiune

* * *https://www.4tuning.ro/tehnica-auto/totul-despre-tipurile-de-punti-si-suspensii-pe-care-le-au-masinile-noastre-21310.html

[13] * * *http://webbut.unitbv.ro/Carti%20on-line/OM/Jula_Lates_2004/Cap3.pdf

* * *http://www.im.ugal.ro/om/biblioteca/ORGANE%20DE%20MASINI%20VOL%20I.pdf

* * *https://ro.scribd.com/document/129557120/Asamblari-Cu-Elemente-Elastice

* * *https://www.academia.edu/33717311/Calculul_amortizoarelor_hidraulice_telescopic

[14] * * *https://www.continental.com/ro-ro/innovations/produse/anvelope

* * *https://www.anvelodrom.ro/ghid-anvelope

Manual de utilizare Fiat DUCATO MY 2014_Iulie 2015 producție

* * *https://www.auto-soft.ro/info/alegerea-anvelopelor-in-functie-de-dimensiuni-si-indici