Lucrarea urmărește evidențierea modului în care cunoștințele însușite pe timpul studiilor universitare sunt aplicate în calculele inginerești… [302008]

INTRODUCERE

Lucrarea urmărește evidențierea modului în care cunoștințele însușite pe timpul studiilor universitare sunt aplicate în calculele inginerești specifice domeniului autovehiculelor rutiere.

Conținutul lucrării urmărește rezolvarea corectă și completă a tuturor cerințelor din tema de proiect. [anonimizat]:

În Capitolul 1 – Studiul dinamic al automobilului vor fi analizate din punct de vedere constructive și al performanțelor un număr semnificativ de autoturisme similare cu autoturismul din tema de proiect. [anonimizat], [anonimizat], [anonimizat], subansamble și sisteme.

[anonimizat].

Capitolul 2 – [anonimizat] o analiză a punților motoare utilizate în prezent la autoturismele cu tracțiune integrală și în baza acesteia se adoptă tipul punții motoare utilizată pe noul autoturism.

[anonimizat] a [anonimizat] a elementelor diferențialului și calculul de dimensionare și verificare a arborilor planetari.

Capitolul 3 – [anonimizat], stabilirea tehnologiei de elaborare a semifabricatului, a [anonimizat].

Capitolul 1 STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULI

1.1 [anonimizat].

[anonimizat], aderența căii de rulare este variabilă chiar de la o roată la alta. [anonimizat].

[anonimizat] o gardă la sol mărită pentru a îmbunătăți capacitatea de trecere.

Soluții similare

Autoturismul este realizat în varianta 4×4, variantă utilizată la majoritatea autovehiculelor cu capacitate de trecere mărită cum sunt cele prezentate în tabelul 1.1. [anonimizat] (Ap-transmisie integrală permanentă), sau una dintre punți poate fi decuplată temporar (Az-transmisie integrală decuplabilă).

Date despre aceste tipuri de autovehicule pot fi obținute din literatura de specialitate sau din elementele furnizate de întreprinderile producătoare. [anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].

Toate caracteristicile autovehiculelor similare servesc ca punct de plecare pentru calculul de predimensionare a noului autovehicul.

În tabelele 1.1-1.4 sunt prezentate unele caracteristici ale unor autoturisme de acest tip. În funcție de cerințele impuse unui anumit tip de autoturism din această categorie, propulsoarele utilizate sunt dintr-o gamă variată. Din tabelul 1.2 se constată că soluțiile similare sunt echipate atât cu motor cu aprindere prin scânteie (m.a.s.), cât și cu motor cu aprindere prin comprimare (m.a.c.), având în general motoare cu patru cilindri în linie, cu puteri ce variază într-o gamă largă de valori, între 77-121 KW , realizând un cuplu de 186-330 N.m (mai mare la autoturismele echipate cu m.a.c.).

De asemenea, grupul motopropulsor poate fi amplasat, de regulă în față, atât transversal cât și logitudinal. Transmisia este în majoritatea cazurilor mecanică, dar sunt și modele care utilizează și transmisie automată.

În graficele următoare sunt prezentate comparativ performanțele unor autoturisme din această categorie.

Fig. 1.1 Raportul dintre puterea maximă a motorului și masa automobilului

Fig.1.2 Raportul dintre consumul mediu de combustibil și puterea maximă a motorului

Fig.1.3 Raportul dintre viteza maximă și masa automobilului

Fig.1.4 Raportul dintre consumul mediu de combustibil și masa automobilului

Fig.1.5 Raportul dintre viteza maximă și puterea maximă a motorului

Din aceste reprezentări grafice se observă că autoturismele echipate cu m.a.s. sunt mai performante din punct de vedere al vitezei maxime de deplasare raportată la masa automobilului și la puterea maximă a motoarelor, în timp ce autoturismele echipate cu m.a.c. se remarcă datorită consumului mai redus de combustibil.

1.1.2 Tendințe de dezvoltare

Deoarece există tendința ca autoturismele cu tracțiune integrală să fie asemănătoare cu autoturismele 4×2, și în construcția acestui segment se urmăresc aceleași obiective: îmbunătățirea performanțelor dinamice sau de frânare a autovehiculelor, a performanțelor de economicitate, de stabilitate în rulaj și de confort, de securitate activă și pasivă.

Specific acestui segment de automobile este preocuparea pentru eliminarea circulației parazitare de putere și utilizarea pentru demarare a puterii mari a motoarelor (peste 100 kW) chiar și în condiții de aderență scăzută.

În acest sens, se remarcă extinderea utilizării diferențialelor cu alunecare limitată, gen Torsen, care asigură, în situații de pierdere a aderenței la roțile unei punți, transferul momentului motor către puntea care are aderență bună. De exemplu, la modelul Volkswagen Phaeton, în caz de derapare, diferențialul Torsen transmite direct și imediat până la 20% din puterea de antrenare către axa cu tracțiune mai bună (maxim 70:30, respectiv 30:70).

Diferențialul central activ bazat pe un diferențial autoblocant tip cu discuri multiple, permite un transfer variabil de moment între punți. Transferul este controlat de un calculator care primește informații de la diferiți senzori despre patinarea roților. În funcție de construcție și software, se asigură un control mai precis al tracțiunii în curbe, asigurând supravirarea sau subvirarea dorită, precum și cea mai bună tracțiune pentru accelerare și frânare. Calculatorul analizează permanent parametrii ca: poziția clapetei de accelerație, unghiul de rotire al volanului, accelerație transversală, presiunea turbo, și determină raportul de transfer al momentului (figura 1.6).

Cuplajul Haldex este reprezentat de un cuplaj cu lamele controlat electronic. El permite, la tracțiunea integrală permanentă 4MOTION, o distribuție variabilă a forței de propulsie între axa din față și axa din spate. Acesta asigură și eficiența sistemelor electronice, precum sistemul anti-blocare, sistemul de control al tracțiunii sau sistemul de blocare electronică a diferențialului. Prin intermediul computerului sunt luate în calcul, în mod suplimentar, informațiile obținute pe parcursul operațiunilor de reglare. Sarcina sistemului computerizat este reprezentată de compensarea suplimentară față de alunecare, de diferențele de turație astfel rezultate între axe și a altor elemente de reglare, de exemplu stări specifice dinamicii de rulare sau cuplurilor motoare. Astfel se îmbunătățește interacțiunea cu sistemul anti-blocare/sistemul de control al tracțiunii sau cu sistemul de blocare electronică a diferențialului, fiind obținută o repartizare superioară a forțelor de propulsie din punct de vedere al stabilității de rulare și al siguranței.

Fig. 1.6 Diferențial central activ de pe BMW cu tracțiune integrală xDrive [16]

Computerul accesează informațiile transmise de senzorii de turația roților și de sistemul de control al motorului. Prin intermediul acestor date, computerul dispune de toate informațiile importante și poate reacționa astfel optim la situațiile apărute.

Este exclus riscul de pretensionare a sistemului de tracțiune la parcare și la efectuarea manevrelor. În mod suplimentar, cuplajul Haldex poate fi combinat cu orice sistem de reglare a dinamicii de rulare (ABS, EDS, ASR, EBV și ESP).

Transmisia integrală Saab XWD reprezintă un sistem de tracțiune integrală activă, inteligentă, care optimizează încontinuu distribuția cuplului motor între punți, asigurând manevrabilitate, stabilitate și aderență excelente în orice condiții – inclusiv pe timp de ploaie și în cele mai strânse curbe.

În condiții de drum de croazieră, în momentul optim de tracțiune doar 5-10% din cuplul motor este de obicei transmis la puntea spate. Aceasta ajută conducătorul auto să asigure o mai mare stabilitate automobilului, și concomitent se reduce consumul de carburant.

În situații de supravirare, pentru a favoriza manevrele raportul în care momentul se transmite la punți se modifică.

Diferențialul din spate poate fi controlat electronic de un dispozitiv, amplasat transversal, denumit LSD. În curbe, acest sistem nu numai că transferă cuplul motor la roțile din spate, dar în plus, poate transmite mai mult cuplu roții exterioare.

Sistemul Saab XWD funcționează în armonie cu motorul, schimbătorul de viteze și cu modulele ABS/ESC. In fiecare secundă primește 100 de semnale de la cei peste 20 de senzori ai mașinii, inclusiv sistemele ABS și ESC. Prin prelucrarea datelor obține informații esențiale, cum ar fi: viteza, mișcarea roților, poziția pedalei de accelerație, gradul de patinare sau chiar unghiul de rotire al roții.

1.2 Alegerea parametrilor principali ai automobilului

1.2.1 Soluția de organizare generală și amenajare interioară

Organizarea generală a automobilului este determinată de locul de dispunere a motorului și a punții motoare, ce influențează în mod hotărâtor nu numai parametri constructivi, dar și calitățile dinamice și de trecere.

Părțile principale ale oricărui tip de automobil sunt: motorul care constituie sursa de energie; transmisia care asigură transmiterea puterii de la motor la roțile motoare; sistemul de rulare care cuprinde cadrul, suspensia, punțile și roțile automobilului; dispozitivul de frânare; caroseria; instalații auxiliare.

1.2.2 Masa autovehiculului, repartizarea masei pe punți și determinarea coordonatelor centrului de masă

Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune

Pentru autoturismul din tema de proiect am adoptat soluția cu motorul în față amplasat longitudinal, această soluție asigurând o stabilitate mai bună în viraj. Transmiterea momentului motor la cele două punți motoare se face prin intermediul arborilor cardanici. Fluxul de putere se transmite de la motor prin intermediul ambreiajului, cutiei de viteze longitudinală, distribuitorului central și diferențialului (figura 1.7).

Fig. 1.7 Schema organizării transmiterii momentului motor

1-motor termic; 2-ambreiaj; 3-cutie de viteze; 4-diferențial spate; 5-transmisie longitudinală punte spate; 6-cutie de distribuție; 7-transmisie longitudinală punte față; 8- diferențial față

Această organizare prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roțile automobilului, ameliorându-se calitățile de tracțiune, mai ales în teren greu, unde se reduce riscul patinării roților. De asemenea, în cazul frânei de motor, forțele de frânare se repartizeză pe toate roțile, ceea ce oferă avantaje, în special la frânarea pe teren alunecos.

Evoluția autovehiculelor cu tracțiune integrală impune utilizarea de transmisii longitudinale cu înalte performanțe mecanice, în condițiile ameliorării confortului si securității. Aceste exigențe sunt satisfăcute de transmisiile cardanice compozite, care au un număr redus de elemente mecanice fața de cele clasice.

Dimensiunile geometrice

Dimensiunile geometrice ce definesc construcția unui automobil și dimensiunile prezentate în tabelul 1.1, și ținând seama de valorile medii ale acestora am adoptat următoarele valori (figura 1.8 și tabelul 1.5):

– lungimea autoturismului L reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autoturismului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate. Am optat pentru valoarea: L = 4412 mm

– lățimea autoturismului l reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal al autoturismului, tangente la acesta de o parte și de cealaltă. Am optat pentru valoarea: l = 1782 mm

Fig. 1.8 Dimensiunile de gabarit ale autoturismului

– înălțimea autoturismului H reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a automobilului pregătit pentru plecarea în cursă, fără încărcătură utilă și cu pneurile umflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime. Am optat pentru valoarea: H = 1626 mm

– ampatamentul A reprezintă distanța dintre axele de simetrie ale punților autoturismului. Am optat pentru valoarea: A = 2600 mm

– ecartamentul E reprezintă distanța dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul. Am optat pentru valoarea: E1 = 1524 mm respectiv E2 = 1527 mm

– consola față C1 reprezintă distanța de la punctul extrem față al autoturismului până la planul vertical ce trece prin axa de simetrie a punții față. Se adoptă valoarea C1 = 914 mm.

– consola spate C2 reprezintă distanța de la punctul extrem spate al autoturismului până la planul vertical ce trece prin axa de simetrie a punții spate. Se adoptă valoarea C2 = 898 mm.

Tab. 1.5

Principalele dimensiuni ale autoturismului [mm]

Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere

Capacitatea de trecere a unui autovehicul reprezintă calitatea acestuia de a se putea deplasa pe drumurile rele, desfundate precum și în teren natural fără amenajări și de a putea trece peste anumite obstacole verticale (sanțuri de diferite mărimi și adâncimi).

Capacitatea de trecere a autovehiculului tot-teren trebuie să fie mai mare, ele trebuind să circule atât pe drumuri desfundate cât și în teren natural, în orice condiți: ploaie, zăpadă, gheață, etc.

Principalele caracteristici geometrice ale capacității de trecere a autovehiculului sunt (figura 1.9): lumina sau garda la sol, raza longitudinală de trecere raza transversală de trecere, unghiurile de trecere din față și din spate.

– lumina sau garda la sol reprezintă distanța verticală dintre partea cea mai de jos a șasiului sau caroseriei autovehiculului complet încărcat și planul de susținere. Acest parametru reprezintă înălțimea maximă a obstacolelor care pot fi trecute de autovehiculul complet încărcat fără să le atingă. Pentru autoturismele de teren, garda la sol are valori cuprinse între 210…222 mm [15]. Am optat pentru valoarea c = 220 mm;

Fig. 1.9 Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere [16]

– raza longitudinală de trecere l reprezintă raza suprafeței cilindrice tangentă la roțile din față, roțile din spate și la punctul cel mai de jos al autovehiculului situat între punți. Acest parametru determină conturul proeminenței peste care poate să treacă automobilul, fără să o atingă cu punctele cele mai joase. Raza longitudinală de trecere poate avea valori cuprinse între 3,5…5,5 m [15]. Am optat pentru valoarea l = 5,2 m.

– raza transversală de trecere t reprezintă raza suprafeței cilindrice tangentă la punctul cel mai de jos din față sau din spate al autovehiculului pe distanța ecartamentului și la suprafețele interioare ale pneurilor. Ea indică curbura obstacolelor în plan transversal, peste care poate trece autovehiculul. Pentru valori mici ale razei transversale, rezultă capacitate mărită de trecere a autovehiculului.

– unghiul de atac 1 în față și unghiul de degajare 2 în spate sunt determinate de tangentele la pneul din față, respectiv din spate și partea cea mai din față, respectiv din spate a șasiului sau caroseriei. Din literatura de specialitate [15] am adoptat valorile 1 = 32o, respectiv 2 = 35o.

– raza minima de viraj este distanța între centrul de viraj și centrul punții din spate a automobilului la un unghi de pivotare maxim al roților de direcție. Ea determină capacitatea de trecere, în sensul că aceasta este cu atât mai mare, cu cât raza minimă de viraj este mai mică. Prin similitudine cu autoturismele din aceeași clasă aflate în fabricație am adoptat valoarea Rmin = 4,7 m.

Tab. 1.6

Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere

Se poate constata că acest tip de autoturisme se caracterizează prin dimensiuni mai mari decât autoturismele de oraș, având și capacitatea de trecere mărită.

Amenajarea interioară

În cazul autoturismelor cu tracțiune integrală, cabina pentru pasageri este amplasată întotdeauna la mijloc pentru a se asigura o bună protecție împotriva accidentelor.

Pentru îmbunătățirea securității se iau următoarele măsuri:

rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității;

folosirea unei tapițerii de grosime mare pe tavan și pereții laterali;

montarea unor mânere, pentru uși și macaralele pentru geamuri, fără proeminențe;

montarea airbag-urilor frontale și laterale;

folosirea volanelor cu coloană telescopică;

montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei, geamul să sară în afară.

Conducătorului autovehiculului trebuie să i se asigure un spațiu și o poziție corespunzătoare astfel încât:

– postura sa să fie comodă fiziologic;

– să nu producă oboseală excesivă și îmbolnăvire;

– să existe libertate de mișcare pentru acționarea volanului, manetelor de comandă și pedalelor, care trebuie să fie accesibile și plasate astfel încât solicitările conducătorului să fie minime;

– să se asigure vizibilitatea corespunzătoare.

Tab. 1.7

Valorile dimensiunilor postului de conducere

1.2.2 Masa autoturismului, repartizarea masei pe punți și determinarea centrului de masă

Masa autovehiculului este un parametru important la proiectare și reprezintă suma maselor tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia.

Suma maselor mecanismelor si agregatelor autovehiculelor reprezintă masa proprie m0. Prin similitudine cu soluțiile constructive existente s-a adoptat valoarea medie m0 = 1575 kg.

Masa utilă: mu este masa celor 5 pasageri și a bagajului transportat mbs = 250 kg.

mu = 5 .75 + 250 = 625 kg

Masa totală ma se calculează cu relația:

ma= m0 + mu [kg] (1.1)

ma = 1575 + 625 = 2200 kg

Greutatea automobilului se obține prin înmulțirea masei cu accelerația gravitațională g:

Ga = ma .g [N] (1.2)

Ga = 2200 .10 = 22000 N

Poziția centrului de greutate și repartiția greutății pe punți

Greutatea automobilului se consideră aplicată în centrul de greutate situat în plan vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de greutate se apreciază prin coordonatele a și b, și înălțimea hg.

Poziția centrului de greutate și repartiția greutății automobilului pe punți se determină în condiții statice conform schiței din figura 1.11:

Fig. 1.11 Coordonatele centrului de greutate și repartizarea greutății pe punțile automobilului

a – distanța de la centrul de greutate la axa punții față; b – distanța de la centrul de greutate la axa punții spate; hg – înălțimea centrului de greutate

Întrucât la automobilele de tipul celui proiectat, se recomandă pentru raportul a/A = 0,5, atunci și b/A = 0,5 [15]; rezultă că greutatea automobilului se distribuie pe cele două punți după cum urmează :

G1 = (b/A).Ga = 0,5. 22000 = 11000 N (1.3)

G2 = (a/A).Ga = 0,5. 22000 = 11000 N (1.4)

unde: G1 – greutatea ce revine punții față

G2 – greutatea ce revine punții spate

cu:

a = b = 0,5. 2600 = 1300 mm

Pentru determinarea poziției centrului de greutate, se adoptă pe baza datelor statistice valoarea hg/A = 0,2 astfel încât:

hg = 0,2 .A = 0,2 .2600 = 520 mm (1.5)

La rândul lor, pneurile preiau proporțional cu numărul lor, greutatea ce revine fiecărei punți:

mp1 = m1/2 = 1100/2 = 550 Kg

mp2 = m2/2 = 1100/2 = 550 Kg

1.2.3 Alegerea pneurilor și determinarea razei roților

Alegerea tipului de pneu are în vedere tipul, destinația și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Ținând seama de sarcina maximă care revine pe un pneu și categoria de viteză pentru care este proiectat autoturismul, în funcție de acestea, și de pneurile utilizate la autovehicule similare am optat pentru următorul tip de pneu: 235/60 R 16 U.

Aceste anvelope au diametrul exterior D = 684 mm, lățimea profilului B = 232 mm și lățimea jantei 6,5 inch = 165 mm. Știind că diametrul interior al pneului (diametrul exterior al jantei) este d = 16 inch = 406,4 mm, în conformitate cu figura 1.12 se determină celelalte dimensiuni.

Din relația :

75 = 100. H/B (1.6)

obținem :

H = 0,75. B = 0,75. 232 = 174 mm

Diametrul interior al pneului se calculează cu relația:

d = D – 2 .H = 684 – 2 .174 = 336 mm

Fig. 1.12 Dimensiunile pneului

D – diametrul exterior al anvelopei; H – înălțimea profilului;

d – diametrul interior al anvelopei; ro – raza liberă a roții

Determinarea razei dinamice de rulare a roții

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare (raza dinamică), care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare al pneului , care depinde de presiunea interioară a aerului în pneu. Din literatura de specialitate [15] alegem pentru valoarea = 0,935

Ținând seama că raza roții libere ro este egală cu jumătate din diametrul exterior rezultă:

ro = D/2 = 684/2 = 342 mm (1.7)

rezultă:

rr = . Ro = 0,935. 342 = 320 mm (1.8)

1.3 Definirea condițiilor de autopropulsare

Deplasarea autovehiculului în condițiile cerute de performanțe în ceea ce privește dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranța și confortul călătoriei, presupune cunoașterea influențelor exterioare ce se opun înaintării autovehiculului.

1.3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului

Autopropulsarea autovehiculului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibilă când această energie este în concordanță cu necesarul de moment și puteri pentru învingerea rezistențelor la înaintare. De aici rezultă ca deosebit de importantă în definirea condițiilor de autopropulsare cunoașterea, pentru fiecare din rezistențele la înaintare, a cauzelor fizice care le generează, a principalelor mărimi și factori de influență și a posibilităților de evaluare analitică.

În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei de deplasare, două tipuri de forțe (figura 1.13):

Fig. 1.13 Forțele care intervin în procesul de autopropulsare al automobilului

forțe active – forțele care au același sens cu cel al vitezei de deplasare;

forțele de rezistență – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.

Rezistența la rulare

Rezistența la rulare este o forță de acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului de deplasare a autovehiculului.

Rezistența la rulare se calculează cu relația:

Rr = f. Ga. cos  (1.9)

unde:

f – coeficientul rezistenței la rulare care ține seama de natura și starea drumului. Am adoptat valoarea f = 0,022 [15];

 – unghiul de înclinare longitudinală maximă a căii. Prin tema de proiect s-a impus valoarea  = 30o.

În aceste condiții:

Rr max = 0,022. 22000. 0,866 = 419 N

Rezistența aerului

Aerodinamica autovehiculelor studiază fenomele care se produc la interacțiunea dintre autovehicule și aerul înconjurător. În cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forțele si momentele ce acționează, din partea aerului în repaus sau în mișcare, asupra autovehiculelor aflate în mișcare. Totodată, se analizează căile de modificare a interacțiunii dintre aer și autovehicul, astfel încât să se îmbunățească performanțele acestora.

Aerodinamica autovehiculelor studiază cu precădere următoarele aspecte:

– rezistența la înaintare datorită aerului și căile pentru micșorarea acesteia;

– efectele interacțiunii cu aerul asupra stabilității autovehiculelor și metode de înbunătățirea stabilității aerodinamice;

– efectele interacțiunii cu aerul asupra aderenței autovehiculelor și metode de creștere a acesteia;

– mișcarea aerului în interiorului autovehicului și alegerea adecvată a diferitelor orificii de absorbție si evacuare a aerului, în vederea ventilării caroseriei și a răcirii diferitelor organe.

Dacă pentru faza de început a dezvoltării aerodinamicii autovehiculelor accentul a fost pus pe studiul rezistenței aerului, ulterior, odată cu mărirea vitezelor și sporirea cerințelor pentru confort, au început să fie studiate tot mai mult și celelalte aspecte prezentate mai sus.

Aerodinamica autovehiculelor are un accentuat caracter experimental. Primele cercetari s-au efectuat pe modele la scară redusă, încă din 1914, în tunele aerodinamice pentru aviație. În 1929 firma Ford a construit un asemenea tunel pentru modele de automobile la scara 1:4, pentru ca în 1936 să realizeze un tunel aerodinamic pentru încercarea autovehicululelor în mărime naturală. Astăzi marile firme costructoare de autovehicule, precum și unele institute de cercetări și universități tehnice dispun de astfel de instalații costisitoare.

După cum este cunoscut, studiul interacțiunii dintre un fluid perfect în mișcare și un cilindru circular drept, pentru cazul scurgerii potențiale, deci fără vârtejuri, conduce la concluzia că forța de interacțiune este nulă, ceea ce este în contradicție cu experiența. În consecință, pentru a putea explica producerea forței de interacțiune rezultată trebuie să se țină seama de faptul că aerul nu este un fluid perfect, fiind caracterizat printr-o anumită vâscozitate. Aceasta determină apariția de vârtejuri, scurgerea nemaifiind potențială. Vâscozitatea determină influența hotărîtoare asupra mișcării aerului doar într-un strat subțire aflat în apropiere de suprafața corpului ce se deplasează (strat limită hidrodinamic). Datorită vâscozității, particulele de aer din imediata vecinătate a suprafeței aderă la aceasta. Prin urmare, considerînd un corp fix asupra căruia se insuflă un curent de aer, viteza particulelor menționate este nulă, astfel încât există un gradient de viteză, ce se produce într-un strat subțire de aer, numit strat limită sau strat de frecare.

Pentru calculul rezistenței aerului se utilizează relația mișcării corpurilor în medii fluide cu viteze sub 300 m/s. În acest caz, rezistența aerului este dată de relația:

Ra = 0,5. Cx. . A. v2 (1.10)

cu:  = 1,225 kg/m3 (densitatea aerului);

A – aria secțiunii transversale a autovehiculului:

A = E. H = 1,524. 1,626 = 2,48 m2

v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s]; v = 55,55 m/s.

Cx – coeficient de rezistență la înaintare care depinde de forma autovehiculului. Am adoptat valoarea Cx = 0,3 [15].

Dacă se consideră că  variază foarte puțin la înălțimea față de sol la care circulă automobilele, atunci produsul K = 0,5. Cx.  este constant și relația (1.10) devine:

Ra = K. A. v2 (1.11)

relație în care K poartă denumirea de coeficient aerodinamic.

În cazul automobilului proiectat:

K = 0,5. 1,225. 0,3 = 0,184

Rezultă:

Ra max = 0,184. 2,48. 55,552 = 1405 N

Tab. 1.8

Valorile rezistenței aerului și a puterii necesară pentru învingerea ei

la diferite viteze de deplasare a automobilului

Fig. 1.14 Variația rezistenței aerului în funcție de viteza de deplasare a automobilului

Puterea necesară pentru învingerea rezistenței aerului variază după un polinom de gradul trei în funcție de viteza de deplasare:

Pa = Ra .v = 0,5. Cx. . A. v3 (1.12)

Fig. 1.15 Variația puterii necesară învingerii rezistenței aerului în funcție

de viteza de deplasare a automobilului

Rezistența la pantă

La deplasarea automobilului pe pantă, greutatea Ga al cărui punct de aplicație se află în centrul de greutate Cg se descompune după două direcții:

– una normală pe calea de rulare Ga.cos

– una paralelă cu calea de rulare Ga.sin

Componenta paralelă cu calea de rulare se numește forță rezistentă la pantă, atunci când automobilul urcă panta, deoarece se opune deplasării lui. Dacă automobilul coboară panta, atunci componenta Ga. sin devine forță activă, care contribuie la deplasarea automobilului.

În consecință, rezistența la pantă se calculează cu relația:

Rp = Ga. sin  (1.13)

Prin înlocuire rezultă:

Rp = ± 22000. 0,55 = ± 11000 N

Și această valoare este maximă, deoarece, așa cum se observă din relația (1.13), rezistența la pantă variază proporțional cu valoarea sin (tabelul 1.9 și figura 1.16):

Fig. 1.16 Variația rezistenței la pantă în funcție de unghiul 

Tab. 1.9

Variația rezistenței la pantă în funcție de unghiul de

înclinare longitudinală a căii de rulare

Rezistența la demarare

Rezistența la demarare este o forță rezistentă ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a automobilului.

Estimarea valorii rezistenței la demarare se face cu relația:

Rd = ma. . dv/dt (1.14)

relație în care:

ma – masa autovehiculului [kg];

 – coeficient de influență al maselor aflate în mișcare de rotație;

dv/dt – accelerația mișcării de translație a automobilului [m/s2].

Din literatura de specialitate [15] am adoptat valorile:  = 1,4; respectiv dv/dt = 3,4 m/s2.

Prin înlocuire obținem:

Rd = 2200. 1,4. 3,4 = 10472 N

1.3.2 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului

Cazul general

Se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală  în regim de viteză tranzitoriu cu accelerația pozitivă. Forța la roată necesară învingerii forțelor rezistente la înaintarea automobilului este dată de relația:

FR = Rr + Rp + Ra + Rd (1.15)

Forța la roată disponibilă este determinată ca mărime de performanțele motorului:

FR = M. it. t/rd = Mr/rd = P. t/v = Pr/v (1.16)

relație în care:

Mr – momentul la roata de propulsie [N.m];

Pr – puterea la roată [kW];

P – puterea motorului [kW];

it – raportul de transmitere al transmisiei;

rd – raza dinamică a roții [m];

v – viteza automobilului [m/s].

Forme particulare

În funcție de condițiile de autopropulsare a automobilului, în ecuația de mișcare se determină mai multe forme particulare:

Deplasarea cu viteză maximă:

FRvmax = Ga. f + k. A. v2max (1.17)

de unde, prin înlocuire obținem:

Frvmax = 22000. 0,022 + 1405 = 1889 N

b) Deplasare pe cale cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică maximă:

FRmax = Ga.max + k. A. v2min (1.18)

relație în care:

max = f. cos max + sin max (1.19)

rezultând:

max = 0,022. 0,866 + 0,500 = 0,519

Deoarece la viteza minimă, rezistența aerului se poate neglija, rezultă:

FRmax = Ga. max = 22000. 0,519 = 11418 N

Pornirea de pe loc:

FRamax = Ga.f + ma. . dv/dt (1.20)

din care prin înlocuire rezultă:

FRamax = 22000. 0,022 + 10472 = 10956 N

Calculul de tracțiune

1.4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Randamentul transmisiei se poate determina pe cale experimentală pentru întreaga transmisie sau parțial pentru fiecare agregat de transmisie.

Se poate adopta pentru întreaga transmisie a automobilului un randament global constant. Valorile medii ale randamentului transmisiei mecanice sunt:

t = 0,82…0,95

Având în vedere că automobilul are dublă tracțiune, pierderile fiind mai mari, se adoptă valoarea: t = 0,86 [15]

Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Alegerea tipului motorului

Calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt determinate în primul rând de motorul utilizat, ai cărui parametri principali sunt: puterea maximă, momentul maxim, consumul de combustibil minim și turațiile lor corespunzătoare.

În condiții egale de funcționare, calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt cu atât mai bune, cu cât se mărește momentul motorului odată cu micșorarea vitezei autovehiculului.

Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație, care pot fi cu aprindere prin scânteie (m.a.s.), sau cu aprindere prin comprimare (m.a.c.).

Prin similitudine cu soluțiile similare analizate, am optat pentru un motor cu aprindere prin scânteie, cu patru cilindri în linie, având următoarele caracteristici: turația de moment maxim nM = 3200 rot/min; turația de putere maximă nP = 6400 rot/min; alezajul D = 92 mm; cursa pistonului S = 75 mm

În tabelul 1.10 sunt prezentate valorile caracteristice pentru turațiile motorului:

Tab. 1.10

Valorile caracteristice ale turațiilor motorului

Puterea maximă Pvmax a motorului se determină din condiția impusă prin tema de proiectare de realizare a vitezei maxime:

Pvmax = FRvmax. vmax/t (1.21)

Înlocuind, obținem:

Pvmax = 1889. 55,55/0,86 = 122016 W = 122,2 KW = 166 CP

Coeficientul de elasticitate al motorului Ce se calculează cu relația:

Ce = nM/nP (1.22)

Ce = 3200/6400 = 0,5

Coeficientul de adaptabilitate al motorului Ca se calculează cu relația:

Ca = (3 – Ce)/2 (1.23)

adică:

Ca = (3 – 0,5)/2 = 1,250

Coeficienții polinomiali și  se determină cu următoarele relații:

 = [C2e – Ca .(2 .Ce – 1)]/(1 – Ce)2 (1.24)

Înlocuind obținem:

 = [0,52 – 1,25 .(2 .0,5 – 1)]/(1 – 0,5)2 = 1,000

 = 2. Ce/2 .(1 – Ce) (1.25)

adică:

 = 2 .0,5/2 .(1 – 0,5) = 1,000

 = 1/ 2 .(1 –Ce) (1.26)

Rezultă:

 = -0,5/0,5 = -1,000

Relația de verificare:

 1.27

Aceste valori sunt prezentate în tabelul 1.11 pentru a putea fi utilizate la calculele ulterioare.

Tab. 1.11

Valorile coeficienților caracteristici ai motorului

Punând condiția ca puterea la viteza maximă Pemax să corespundă punctului de turație maximă, se obține valoarea acesteia folosind relația:

Pemax = Pvmax/ [nmax/nP) + (nmax/nP)2 + (nmax/nP)3] (1.28)

Prin înlocuire se obține:

Pemax = 122,2/(1. 1,1 + 1. 1,21 – 1. 1,33) = 124,82 kW = 170 CP

Determinarea analitică a caracteristicii exterioare

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston, sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii exterioare. Aceasta reprezintă funcția de dependență a momentului dezoltat de motor față de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, la admisie totală, reglajele motorului și temperatura de funcționare fiind cele optime.

Pentru calculul elementelor necesare trasării caracteristicii se mai determină:

M = P/ (1.29)

Lungimea bielei și unele cote ale pistonului (figura 1.17), care se stabilesc din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior, acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit.

În aceste condiții, lungimea bielei se calculează cu relația:

lb = S + 0,5. dfm + Hbo + 1 [mm] (1.30)

relație în care:

dfm este diametrul fusului maneton, care se calculează cu relația:

dfm = 0,61. D (1.31)

adică:

dfm = 0,61.92 = 56,12 mm

Hbo reprezintă înălțimea de dispunere a bolțului.

Hbo = Hp – Hc (1.32)

unde:

Fig. 1.17 Schemă pentru calculul lungimii bielei

Hp este înălțimea pistonului:

Hp = 0,95.D = 0,95 .92 = 87,4 mm; (1.33)

Hc este înălțimea de compresie:

Hc = 0,6. Hp = 0,6 .87,4 = 52,44 mm.

Înlocuind, obținem:

Hbo = 87,4 – 52,44 = 34,96 mm,

respectiv:

lb = 75 + 0,5. 56,12 + 52,44 + 1 = 156,5 mm

Cu aceste elemente, și elementele din tabelele 1.12 și 1.13 se poate trasa caracteristica exterioară a motorului (figura 1.18).

Tab. 1.12

Alte date ale motorului

În baza acestor date, în urma calculelor, am obținut valorile pentru Pe, M, și ce, din tabelul 1.13 cu ajutorul cărora am trasat caracteristica externă a motorului.

Tab. 1.13

Date pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului

Fig. 1.18 Caracteristica exterioară a motorului

1.4.3 Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

În condiții normale de exploatare, funcționarea automobilului se face în regim tranzitoriu cu o gamă de rezistențe la înaintare foarte mare.

Pentru ca automobilul să poată acoperi această gamă, este necesar să fie îndeplinite următoarele condiții:

– puterea furnizată de motor să fie constantă în toate regimurile de funcționare;

– viteza maximă să fie delimitată prin puterea maximă de autopropulsare;

– în cazul vitezelor mici, forța de autopropulsare să fie limitată de condiția aderenței roților cu calea.

Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obținut când este cuplată prima treaptă de viteză a schimbătorului de viteze, trebuie asigurate următoarele performanțe dinamice:

panta maximă sau rezistența specifică a căii;

accelerația maximă de pornire din loc.

Prima condiție este asigurată când forțele la roată au valori maxime (motorul trebuie să funcționeze la turația momentului maxim iar transmisia să fie cuplată astfel încâ să asigure cel mai mare raport de transmitere):

itmax = icv1. iR. io (1.34)

relație în care icv1 reprezintă raportul de transmitere în treapta I a cutiei de viteze, iR este raportul de transmitere maxim al reductorului-distribuitor iar io este raportul de transmitere al transmisiei principale.

Pentru ca forța la roată necesară să fie situată în domeniul de ofertă trebuie ca ea să permită deplasarea pe drumul cu rezistență specifică maximă. Rezultă:

itmaxmaax = Ga. maxRrd/Mmax. 

unde: maxR = f. cos Rmax + sin Rmax = 0,549 (1.36)

itmaxmax = 22000. 0,5190,320/232,82. 0,86 = 18,25

Din condiția plecării de pe loc la limita de aderență:

itmaxmaax = . Z2rd/Mmax.t 

relație în carereprezintă reacțiunea normală la roțile punții din spate și se calculează cu relația:

Z2 = Ga. cos  (a/A)/(1 – hg. /A) (1.38)

Prin înlocuire rezultă:

Z2 = 22000. 0,866. 0,5/(1 – 0,2. 0,7) = 8192 N

Obținem:

itmaxmaax = 0,7. 81920,320/232,82. 0,86 = 12,16

Cum: iR = itmaxmax/itmaxmax = 18,25/12,16 = 1,50 ceea ce arată că este necesar un reductor-distribuitor cu raport de reducere în treapta II iR = 1,50

Determinarea valorii minime a raportului de transmitere

itmin = . rr. nm/30. vmax (1.39)

Prin înlocuire obținem:

itmin = . 0,320. 6400/30. 55,55 = 3,86

Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducere a turației.

Se consideră că viteza maximă se obține în treapta cutiei de viteze, al cărei raport de transmitere este egal cu 1. În aceste condiții:

i0 = itmin = 3,86 (1.40)

Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze

În condițiile prezentate anterior, raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze se poate calcula cu relația:

icv1= itmax/io .iR (1.41)

icv1= 18,25/3,86 .1,5 = 3,15

Această valoare trebuie să îndeplinească condiția de aderență:

icv1 [( f + ) Gad rr]/Mmax i0 tr (1.42)

Rezultă:

icv1 0,722 19052 0,320/232,82 3,86 0,86 = 5,7

cu:

Gad = Ga .cos= 22000 .0,866 = 19052 N

Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Etajarea cutiei de viteze se face în progresie geometrică. În acest caz, între valoarea maximă și minimă, (din condiția demarajului în zona de funcționare stabilă a motorului), sunt necesare n trepte date de relația:

nmin 1 + lg icv1/lg(nmax/nM) (1.43)

nmin 1 + lg 3,15/lg(7040/3200) = 1 + 2,46 = 3,46

Se optează pentru 4 trepte, plus a cincea treaptă cu raport subunitar, aleasă din motiv de economicitate pe timpul deplasării interurbane

Relația de calcul pentru raportul de transmitere al unei trepte icvk este:

icvk = (icv1)(n-k)/(n-1) (1.44)

unde:

n – numărul total de trepte

k – numărul treptei considerate

Folosind această relație și ținând seama că icv4 = 1,00 obținem rapoartele de transmitere ale schimbătorului de viteze în diferite trepte după cum urmează:

icv1 = 3,15

icv2 = (3,15)2/3 = 2,15

icv3 = (3,15)1/3 = 1,47

icv4 = (3,15)0 = 1,00

icv5 = (3,15)-1/3 = 0,68

Pentru o bună funcționare trebuie respectată condiția:

icv1/icv2 > icv2/icv3 > icv3/icv4 > icv4/icv5 (1.45)

1.5 Performanțele automobilului

1.5.1 Performanțele dinamice de trecere

Performanțele unui automobil constau în viteza maximă care poate fi obținută, posibilitățile de accelerare, de frânare, de consum de combustibil, de confort, de conducere și de stabilitate. Ele arată limitele pe care le atinge automobilul la solicitare maximă, timpul și spațiul de frânare și limitele de aderență.

Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune

Bilanțul de tracțiune al autoturismului reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare având forța totală la roată FR:

FR = RR + RP + Ra + Rd (1.46)

sau:

FR = f. Ga. cos  + Ga.  + 0,5. . Cx. A. v2 (1.47)

Aceste relații servesc la trasarea caracteristicii de tracțiune sau a caracteristicii forței la roată, care ajută la studiul capacității de autopropulsare a autovehiculului.

Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului, folosind relația:

FRk = M. itk. t/rd (1.48)

unde:

M reprezintă momentul motor;

itk este raportul de transmitere al transmisiei când schimbătorul de viteze este cuplat în treapta k;

t este randamentul transmisiei;

rd raza dinamică a roții.

Datele obținute pe această bază (tabelul 1.14) stau la baza trasării caracteristicii forței la roată.

Pentru calculul vitezei se utilizează relația:

v =  .n .rr/30 .itk (1.49)

Tab. 1.14

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicii de tracțiune

și caracteristicii puterilor

Viteza I

Viteza II

Viteza III

Viteza IV

Treapta a 5-a nu este considerată în performanțele dinamice, deoarece, datorită alungirii curbei puterii, puterile disponibile sunt relativ scăzute, deci performanțele automobilului sunt influențate negativ. Ea reprezintă o treaptă economică utilizată la deplasarea cu viteze constante mari, oferind totodată și posibilitatea unor ușoare demaraje sau abordarea unor pante mici.

Fig. 1.19 Caracteristica de tracțiune

Bilanțul de putere și caracteristica de putere

Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dintre puterea la roata PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare.

PR = Pe · t = Pr + Pp + Pa + Pd (1.50)

Ca și în cazul precedent, bilanțul de putere servește pentru trasarea caracteristicilor puterilor. Pentru aceasta se folosește relația:

PR = FR. vk /t (1.51)

relație în care vk reprezintă viteza de deplasare a autovehiculului și se calculează cu relația:

vk =  .n .rd/30.itk (1.52)

Valorile pentru elementele de calcul și cele obținute pentru puterea la roată pe timpul deplasării în diferite trepte ale cutiei de viteze sunt date în tabelul 1.14.

Fig. 1.20 Caracteristica puterilor

Factorul dinamic și caracteristica dinamică

Deoarece caracteristicile anterioare nu iau în considerare influența greutății asupra performanțelor dinamice ale autovehiculelor s-a impus introducerea factorului dinamic D, care reprezintă o forță excedentară specifică, un factor adimensional dat de raportul dintre forța de tracțiune excedentară și greutatea autovehiculului.

D = Fex/Ga = f. cos + sin + (/g). (dv/dt) (1.53)

Cunoscând faptul că într-o treaptă oarecare a cutiei de viteze, cu raportul de transmitere icvk, forța la roată este multiplicată de icvk ori și viteza autovehiculului se micșorează de icvk ori, factorul dinamic Dk la treapta respectivă va fi:

Dk = (FR. icvk – 0,5. . Cx. A. v2/ icvk2)/ Ga (1.54)

sau:

Dk = D. icvk + 0,5. . Cx. A. v2.( icvk3 – 1)/ (icvk2. Ga) (1.55)

Reprezentarea grafică a factorului dinamic funcție de viteză pentru treptele cutiei de viteze se numește caracteristică dinamică.

Pentru trasarea caracteristicii dinamice, este practic să se utilizeze caracteristica forței la roată, utilizând relația:

Dk = (FRk – k. A. v2)/Ga (1.56)

Tab. 1.15

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicii dinamice

Viteza I

Viteza II

Viteza III

Viteza IV

Fig. 1.21 Caracteristica dinamică

Performanțele de demarare

Studiul demarării automobilului presupune determinarea accelerației, a timpului și spațiului de demarare, precum și a indicilor cu ajutorul cărora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei.

Accelerația automobilului și caracteristica accelerației

Accelerația este principalul indicator ce caracterizează calitățile de demarare ale automobilului, deoarece, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare, cu atât crește viteza medie de exploatare.

Accelerația și performanțele de demarare se determină în condițiile în care autovehiculul este în mișcare rectilinie, pe o cale orizontală, în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare f.

În aceste condiții, puterea excesivă Pex va fi utilizată numai pentru accelerare:

Pex = Ga. v. (dv/ dt)/g (1.57)

Din această relație obținem valoarea accelerației:

dv/dt = Pex.g/(v. Ga. ) (1.58)

Dacă luăm în considerare și influența maselor aflate în mișcare de rotație, relația (1.58) devine:

(dv/dt)k = ak = Pex. Ga. k. v) (1.59)

relație în care k este coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație când este cuplată treapta k a cutiei de viteză.

Tot pentru determinarea caracteristicii accelerațiilor poate fi folsită caracteristica dinamică, în baza relației:

(dv/dt)k = ak = (D – ). g/ k (1.60)

relație în care:

k = 1,04 + 0,0025. ik2. io2

Tab. 1.16

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicilor

de accelerație și de demarare

Viteza I

1 = 1,04 + 0,0025. 3,152. 3,862 = 1,410

Viteza II

2 = 1,04 + 0,0025. 2,152. 3,862 = 1,212

Viteza III

3 = 1,04 + 0,0025. 1,472. 3,862 = 1,121

Viteza IV

4 = 1,04 + 0,0025. 1,002. 3,862 = 1,077

Fig. 1.22 Caracteristica accelerațiilor

Timpul și spațiul de demarare

Caracteristicile de demarare sunt funcții care exprimă dependența timpului de demarare și spațiului de demarare funcție de viteza autovehiculului când motorul funcționează pe caracteristica externă.

Timpul de demarare este timpul necesar ca autovehiculul să-și sporească viteza de la valoarea minimă în prima treaptă, până la valoarea maximă în ultima treaptă.

Spațiul de demarare reprezintă distanța parcursă de autovehicul în timpul de demarare.

Relațiile de calcul utilizate sunt:

td = (1.61)

și respectiv:

ds = v. dv/a (1.62)

Valorile elementelor necesare trasării caracteristicilor de demarare sunt prezentate în tabelul 1.15.

Pornind de la expresia:

a = dv/dt (1.63)

obținem:

dt = dv/a (1.64)

de unde se poate observa că timpul de demarare td necesar creșterii vitezei între două limite vo și vn se obține prin integrarea grafică a relației:

td = = (1.65)

Pentru efectuarea integrării numerice prin metoda trapezelor, datorită existenței în relația (1.65) a termenului 1/a se construiește mai întâi caracteristica inversului accelerațiilor pentru o treaptă din cutia de viteze (figura 1.23):

Fig. 1.23 Utilizarea caracteristicii inversului accelerației pentru calculul td

Fig. 1.24 Caracteristica inversului accelerației

Apoi se împarte abscisa în vn intervale echidistante de valoare v și rezultă:

td = 0,5. (1/ao + 2/a1 + 2/a2 +…+ 1/ai+1) (1.66)

Valorile obținute pentru timpul de demarare sunt prezentate în tabelul 1.17:

Tab. 1.17

Timpul de demarare

td0-100 = 9,872 + [(100 – 95,04)/(104 – 95,04)] .(11,201 – 9,872) = 10,6 s

Spațiul de demarare al automobilului este spațiul parcurs de autovehicul în timpul de demarare.

Pentru determinarea spațiului de demarare Sd se pleacă de la relația generală a vitezei autovehiculului:

ds = v. dt (1.67)

de unde reiese lungimea spațiului de demarare, corespunzător intervalului cuprins între timpul inițial to și timpul final tn:

Sd = = (1.68)

Această integrare se face grafic, utilizându-se curba variației timpului de demarare în funcție de viteză.

Pentru aceasta se împarte ordonata a – dt în n intervale echidistante cu valoarea t. În consecință, spațiul de demarare în intervalul tI –ties va fi:

Sd = t/2(vo + 2v1 + 2v2 +…+2vi+1) (1.69)

Valorile obținute pentru spațiul de demarare sunt prezentate în tabelul 1.18:

Tab. 1.18

Spațiul de demarare

sd0-100 = 132,396 + [(100 – 95,04)/(104 – 95,04)] .(161,430 – 132,396) = 148,47 m

1.5.3 Performanțele de frânare

Aprecierea și compararea capacității de frânare a autovehiculelor se face cu ajutorul unor parametri caracteristici: decelerația, spațiul minim de frânare, și timpul minim posibil de frânare.

Pentru calculul parametrilor de frânare, considerăm că sunt frânate roțile ambelor punți și că forțele de frânare la roți ajung simultan la limita aderenței.

Calculul decelerației

a) Decelerația maximă ideală df :

(df)maxp = (dv/dt)maxp = g. (cos  + sin ) [m/s2] (1.70)

(df)maxp = 10 .0,7 = 7 m/s2

b) Spațiul minim de frânare

Sfminp = v2/26. . g [m] (1.71)

Sfminp = 2002/26. 0,7. 10 = 219,78 m

c) Timpul minim posibil de frânare

tfminp = v/3,6. . g [s] (1.72)

tfminp = 200/3,6. 0,7. 10 = 7,94 s

Coeficienții de utilizare a aderenței

Considerăm decelerația df impusă la valoarea df = 0,8. În acest caz, reacțiunile tangențiale maxime la frânare vor fi:

Ff1 = Ff2 = .(G1 + Ga. df .hg/A) (1.73)

Ff1 = Ff2 = 0,7.(11000 + 22000. 0,8. 0,2) = 10164 N

Notând cu if raportul de repartizare a forței de frânare pe puntea din față (if = Ff1/Ff), și cu is raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din spate (is = G1/Ga) obținem valorile coeficienților de utilizare a aderenței pentru punți i:

if = Ff1 /Ga.df (1.74)

if = 10164/22000 .0,8 = 0,5775

is = 0,5

Rezultă:

if (is/df + hg/A) (1.75)

if)/[(1 – is)/df – hg/A] (1.76)

Prin înlocuire obținem:

0,5775 .(0,5/0,8 + 0,2) = 0,476

(1 – 0,5775)/(0,5/0,8 – 0,2) = 0,562

Cum are valoare mai mică decât rezultă că la frânare, roțile punții din spate ating limita aderenței înaintea celor din față, respectiv la frânare roțile punții din spate sunt suprafrânate față de roțile punții din față.

1.5.4 Consumul de combustibil

Consumul de combustibil este o caracteristică economică a automobilului și reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motorul automobilului la parcurgerea unei distanțe date.

La autoturisme, evaluarea convențională a consumului de combustibil se face după ciclul european ECE-ONU/342, Regulamentul 15 prin:

simularea unui parcurs urban;

efectuarea unui parcurs la două viteze constante pe o șosea orizontală asfaltată.

Rezultatele obținute se exprimă în litri/100 km.

Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE:

Lciclu = 9986. ma. fo + 3500.Cx.A + ma .(25,87. 1 + 69,43 .2 + 49,09 .3) (1.77)

relație în care: .1 = 1,28; 2 = 1,2; 3 = 1,05; fo = 0,015.

Lciclu = 9986. 2200. 0,015 + 3500. 0,3. 2,48 + 2200.(25,87. 1,28 + 69,43. 1,2 + 49,09. 1,05) = 701973 J

Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii distanței de control de 50 km pe ciclul ECE:

L50 = 50.103. Lciclu/Sciclu (1.78)

cu:

Sciclu = 1018 m, lungimea spațiului parcurs de autovehicul la efectuarea unui ciclu.

L50 = 50. 103. 701973/1018 = 34,478. 106 J

Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 90 km/h pe distanța de 25 km:

L90 = S90.  R90 (1.79)

relație în care  R90 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 90 km/h.

 R90 = ma. g. f90 + 0,5. . Cx. A v2 (1.80)

 R90 = 2200. 10 .0,017 + 0,5 .1,225 .0,3 .2,48 .252 = 659 N

L90 = 25. 103 .659 = 16475.103 J

Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 120 km/h pe distanța de 25 km:

L120 = S120.  R120 (1.81)

relație în care  R120 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 120 km/h.

 R120 = ma. g. f120 + 0,5. . Cx. A v2 (1.82)

 R120 = 2200. 10.0,019 + 0,5 .1,225 .0,3 .2,48 .33,332 = 924 N

L120 = 25. 103. 924 = 23100.103 J

Calculul cantității de combustibil consumată:

Q100 = (103/q. i. m.tr).(50.Lciclu/Sciclu + 25.R90 + 25. R120) [l/100 km] (1.83)

cu: q- puterea calorifică a combutibilului. Pentru benzină q = 46.106 J/kg;

- densitatea benzinei:  = 750 kg/m3;

i – randamentul indicat al motorului i = 0,29;

m – randamentul mecanic al motorului: m = 0,8.

Q100 = (103/46. 106. 750. 0,29. 0,8. 0,862).(50. 701973/1018 + 25. 659 + 25. 924)

Q100 = 9,04 litri/100 km

Capitolul 2 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PUNȚII MOTOARE SPATE

2.1 Construcția punții motoare spate

Roțile automobilului în funcție de natura, sensul și mărimea forțelor și momentelor care acționează asupra lor pot fi (figura 2.1):

Fig. 2.1 Roțile automobilului

Pentru automobilele prevăzute cu două punți, organizarea tracțiunii se poate realiza după soluțiile 4×2 sau 4×4, prima cifră indicând numărul total al roților iar cea de-a doua pe cel al roților motoare. Pentru organizarea tracțiunii de tipul 4×2, puntea motoare poate fi dispusă în față sau în spate, iar pentru tipul 4×4 ambele punți sunt cu roți motoare.

Punțile motoare, față de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcție de modul de organizare a tracțiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roțile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări și anume:

adaptare geometrică determinată de poziția relativă dintre planul în care se rotește arborele cotit al motorului și planul în care se rotesc roțile motoare;

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

divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecăreia dintre roțile motoare ale punții.

Pentru a-și îndeplini funcțiile de mai înainte, mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferențialul și transmisiile la roțile motoare (figura 2.2):

Fig. 2.2 Compunerea punții motoare spate

În procesul autopropulsării, din interacțiunea roților motoare cu calea, iau naștere forțe și momente de reacțiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forțe și momente și de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei și cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forțelor și a momentelor, precum și transmiterea lor după direcții rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de către un ansamblu constructiv al punții, numit mecanismul de ghidare al roților.

Mecanismul de ghidare definește, în ansamblul punții, cinematica roții suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel următoarele tipuri de punți (figura 2.3):

Fig. 2.3 Tipuri de punți utilizate la automobile

punțile rigide sunt punțile la care prin oscilația unei roți față de caroserie poziția relativă dintre roți rămâne nemodificată (punți cu oscilația dependentă a roților);

punțile articulate sunt punțile la care oscilația unei roți față de caroserie determină modificarea poziției relative dintre roțile punții (punți cu roți independente).

Legătura în punte dintre mecanismele fluxului de putere și mecanismul de ghidare se face în butucul roții.

Puntea motoare spate trebuie să mai satisfacă următoarele cerințe:

să aibă dimensiuni de gabarit pe verticală cât mai mici pentru a se obține garda la sol cât mai mare;

să aibă masă redusă pentru micșorarea maselor nesuspendate și îmbunătățirea confortabilității;

să aibă construcție simplă și preț de cost redus;

să aibă fiabilitate ridicată;

să asigure întreținere ușoară și siguranță în funcționare.

Pentru automobilul din tema de proiect am optat pentru punți motoare articulate.

2.2 Transmisia principală

Transmisia principală cuprinde toate mecanismele din punte care realizează o demultiplicare a turației motorului.

Rolul transmisiei principale este de a mări momentul motor primit de la transmisia longitudinală și de a-l transmite, prin intermediul diferențialului și arborilor planetari, la roțile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 90˚ față de axa longitudinală a automobilului.

Amplificarea momentului motorului, se face cu un raport de transmitere de regulă constant, numit raportul de transmitere al punții motoare (notat i0), care reprezintă adaptarea cinematică necesară impusă de conlucrarea motor – transmisie. Pentru a realiza aceasta funcție, prin construcție, transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesară a raportului de transmitere este cuprinsă în intervalul de valori 3…5, transmisia principală este constituită dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple. La aceste angrenaje, multiplicarea momentului motor se face printr-o singură pereche de roți dințate.

Adaptarea geometrică a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direcționarea lui de la axa în jurul căreia se rotește arborele cotit al motorului la axa transversală a automobilului, în jurul căreia se rotesc roțile motoare. Această funcție se realizează în transmisia principală prin tipul angrenajului utilizat și anume angrenaje cu axe ortogonale în cazul dispunerii longitudinale a motorului și angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversală a motorului.

În funcție de numărul și dispunerea agregatelor componente sunt mai multe tipuri de transmisii principale (figura 2.4):

Fig. 2.4 Tipuri de transmisii principale (după numărul de angrenaje)

Transmisiile principale simple transmit momentul motor printr-o pereche de roți dințate. Transmisiile principale duble transmit momentul motor prin două angrenaje de roți dințate: unul cu axe perpendiculare și unul cu axe paralele. Dispunerea treptei a doua poate fi făcută într-un carter comun cu prima treaptă sau separat sub forma unei transmisii finale la roțile motoare.

La transmisiile principale complexe transmiterea momentului motor se face printr-un număr mai mare de angrenaje.

2.2.1 Construcția transmisiei principale

La automobilele la care motorul este dispus longitudinal, pentru construcția transmisiei principale se utilizează angrenaje de tipul cu roți dințate conice sau hipoide, iar la automobilele cu motorul dispus transversal, angrenaje cu roți dințate cilindrice.

În figura 2.5 este reprezentată schema cinematică de organizare a unei transmisii principale simple cu roți dințate conice.

Elementul conducător al angrenajului este pinionul de atac 2, iar elementul condus este roata dințată 3, cu care se afla permanent în angrenare. Fluxul de putere este primit de pinion prin arborele 1 și flanșa 9 de la transmisia longitudinală în cazul organizării clasice a transmisiei, sau direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, în celelalte moduri de organizare a transmisiei. Roata condusă 3, numită și coroana diferențialului, este solidarizată prin șuruburile 6 de cacasa diferențialului 7, căruia îi transmite fluxul de putere, de unde, divizat, acesta este transmis mai departe prin arborii 8 spre roțile motoare. Întreg ansamblul este montat, prin lagăre cu rulmenți în carterul 4, numit carterul punții motoare.

În afara realizării condițiilor de adaptare cinematică și geometrică a fluxului de putere, pentru asigurarea calităților funcționale, în transmisia principală se prevăd o serie de soluții constructive privind tipul danturii, rigiditatea construcției, compensarea uzurii și poziționarea relativă a roților.

Fig. 2.5 Organizarea cinematică a transmisiei principale simple

cu roți dințate conice [14]

Tipuri de transmisii principale (figura 2.6)

Dintre tipurile de danturi ale roților conice, cea mai mare răspândire au cunoscut-o angrenajele conice cu dantură curbă. Dantura curbă, față de celelalte tipuri de danturi, asigură:

la rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarit de până la de două ori mai mici (numărul minim de dinți ai pinionului poate fi redus la 5…6, față de minimum 13 cât este la celelalte tipuri);

creșterea gradului de acoperire, ceea ce se traduce în funcționare mai liniștită și durabilitate sporită;

diminuarea sensibilității la deplasări relative ale roților, ca urmare a deformațiilor elastice ale ansamblului în timpul funcționării, posibilitatea eliminării concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple;

realizarea prin procedee de fabricație cu productivitate mărită.

Fig. 2.6 Tipuri de transmisii principale pentru automobile

Dintre transmisiile principale cu dantura curbă, cea mai largă răspândire o au cele cu dantura în arc de cerc, cunoscută sub numele de dantură Gleason, aceasta bucurându-se și de avantajul prelucrării danturii pe mașini-unelte de mare productivitate. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantură în arc de cerc îl constituie prezența unor eforturi axiale mari, care își schimbă sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Având în vedere că această situație este de scurtă durată, atât sensul cât și valoarea forțelor axiale sunt acceptabile.

În figura 2.7 este prezentat un ansamblu diferențial-transmisie principală simplă cu roți dințate conice cu dinți curbi.

Din categoria angrenajelor conice cu dantură curbă fac parte și angrenajele hipoide (angrenajele hipoide cu axe geometrice încrucișate, dispuse în planuri diferite). În raport cu alte tipuri de angrenaje, angrenajele hipoide prezintă o serie de avantaje:

au capacitate mare de transmitere a efortului, datorită atât formei dinților, cât și configurației geometrice a ansamblului, care permite construcția unor lagăre rigide;

metodele de prelucrare existente permit obținerea unui contact liniar între dinți, respectiv posibilitatea controlului lungimii petei de contact, ceea ce aduce un plus de creștere a capacității portante;

datorită alunecării între dinți (în lungul dintelui), angrenajele hipoide funcționează mai liniștit decât angrenajele conice cu dinți curbi;

tehnologia de execuție a roților hipoide este, în principiu, aceeași ca și cea a roților conice cu dantură curbă, prelucrarea făcându-se pe aceleași utilaje.

Fig. 2.7 Ansamblu transmisie principală simplă-diferențial [4]

1-coroană; 2-sateliți; 3-carcasă diferențial; 4-semilagăre; 5-siguranțe; 6,11,16-rulmenți cu role conice; 7-pinioane planetare; 8-piulițe de reglaj; 9-ax sateliți; 10-pinion; 12,15-șaibe de reglaj; 13,17-deflectoare de ulei; 14-arbore pinion; 18-flanșă; 19-piuliță; 20-carter

La folosirea angrenajelor hipoide trebuie să se țină seama de faptul că prezența alunecării între dinți, mult mai mare ca la angrenajele conice, creează tendința spre o uzură mai pronunțată de abraziune, decât la oboseală. Pentru aceasta sunt necesare măsuri suplimentare legate de calitatea suprafețelor dinților, care în acest caz trebuie să aibă o duritate mai mare, iar pentru ungere să se utilizeze uleiuri corespunzătoare unor presiuni de contact mari și viteze de alunecare sporite.

Construcția unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentată în figura 2.8.

Fig. 2.8 Transmisie principală cu angrenaj hipoid [10]

1-pinion de atac; 2-coroană dințată

La construcțiile existente, distanța dintre axa pinionului și a coroanei variază între 40…50 mm.

Datorită avantajelor prezentate anterior am optat pentru un angrenaj de tip hipoid.

La automobilele organizate după soluția “totul față” sau “totul spate”, cu motorul dispus longitudinal, transmisia principală și cutia de viteze sunt organizate într-un carter comun (figura 2.9), cu dispunerea transmisiei principale și a diferențialului între carterul ambreiajului și cutia de viteze. La transmisia principală, compusă din pinionul 2 și coroana 3 a diferențialului, pinionul de atac 2, având dimensiuni constructive aprópiate de cele ale arborelui secundar 1 al cutiei de viteze, se execută corp comun cu acesta, în capătul arborelui.

Fig. 2.9 Transmisia principală la soluțiile “totul pe o punte” [14]

Când motorul este dispus transversal, transmisia principală este organizată sub forma unui angrenaj de roți cilindrice 1 și 2 cu axe fixe (figura 2.10):

Fig. 2.10 Schema cinematică a transmisiei principale cu roți dințate cilindrice [14]

Pentru sporirea rigidității arborilor cutiei de viteze și pentru deplasarea carterului punții motoare spre axa longitudinală a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se execută corp comun cu arborele secundar, în capătul din consolă al arborelui secundar. Coroana cilindrică 2 a diferențialului, împreună cu diferențialul, sunt dispuse în carterul punții, plasat în zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determină forțe axiale mult mai mici față de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagărele diferențialului, se utilizează de regulă rulmenți radial-axiali cu bile.

2.2.2 Calculul transmisiei principale

Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare și verificare al angrenajelor de roți dințate, de dimensionare și verificare al arborilor și al rulmenților.

Determinarea momentului de calcul. Pentru automobilele cu o punte motoare momentul de calcul MC se consideră momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relația:

Mc = MM . icv1 .’ (2.1)

în care: – icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă;

– ’ este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

MC = 232,82 . 3,15 .0,921 = 675,4 N.m

Calculul angrenajului hipoid

Variația înălțimii dinților roților dințate conice determină o rigiditate variabilă în lungul dinților și, deci, o distribuție neuniformă a sarcinii.

Pentru calculul de predimensionare se adoptă următoarele date inițiale [6]:

numărul de dinți ai pinionului: z1 = 8

numărul de dinți ai roții: z2 = z1 .i0 = 8 .3,86 = 31

raza medie a roții: r2med = 94 mm

deplasarea hipoidă: E = 35 mm

unghiul conului roții: 2 = 70o

coeficientul de mărire al pinionului: k = 1,2

Determinarea elementelor geometrice ale angrenajului hipoid

Elementele geometrice ale angrenajului hipoid sunt prezentate în figura 2.11:

Fig. 2.11 Parametrii geometrici ai angrenajelor hipoide [14]

raportul de transmitere:

i0 = z2/z1 = 31/8 = 3,875 (2.2)

raza medie a pinionului hipoid:

r1med = k .r2med/i0 = 1,2 .94/3,875 = 29,11 mm (2.3)

unghiul dintre proiecția normalei comune și axa roții:

tg = E/[r2med.(tg2 + k/i0)] = 35/[94.(2,747 + 1,2/3,875)] = 0,122 (2.4)

rezultă:  = 7o unghiul dintre proiecția normalei comune și axa pinionului:

sin = tg tg2,747 .0,123 = 0,338

rezultă:  = 19,76o

unghiul conului de referință al pinionului:

sin1 = cos2 . cos = cos70o .cos19,76o = 0,323 (2.5)

rezultă:  = 18,78o

diferența de înclinare dantură pinion și roată:

sin = sincos1 = 0,338/0,947 = 0,357 (2.6)

rezultă:  = 20,92o

unghiul de înclinare a spirei dintelui roții:

tg = (cos – 1/k)/sin = (0,934 – 1/1,2)/0,357 = 0,282 (2.7)

rezultă:  = 15,75o

unghiul de înclinare a spirei dintelui pinionului:

tg = cos/k = 0,962/1,2 = 0,8 (2.8)

rezultă:  = 38,66o

lungimea generatoarei medii a conului de referință al roții:

G2med = r2med/sin2 = 94/0,94 = 100 mm (2.9)

lungimea generatoarei medii a conului de referință al pinionului:

G1med = r1med/sin1 = 29,11/0,322 = 90,4 mm (2.10)

distanța de la planul cercului de referință mediu al roții conduse la planul axei pinionului, măsurată pe axa roții:

I2 = r1med .sin2/cos1 = 29,11 .0,94/0,947 = 28,89 mm (2.11)

distanța de la planul cercului de referință mediu al pinionului la planul axei roții, măsurată pe axa pinionului:

I1 = r2med .cos = 94 .0,941 = 88,45 mm (2.12)

forța tangențială care acționează asupra roții conduse:

Ft2 = MC2/r2med = 675,4/0,94 = 719 N (2.13)

forța tangențială care acționează asupra pinionului:

Ft1 = Ft2/k = 719/1,2 = 599 N (2.14)

forța normală pe dinte la roată și la pinion:

Fn2 = Ft2/(cosn .cos2) = 719/0,94 .0,962 = 795 N (2.15)

Fn1 = Ft1/(cosn .cos2) = 599/0,94 .0,962 = 662 N (2.16)

forța axială pe pinion:

Fa1 = Ft1.( tgn .sin1 + sin1 .cos1)/.cos1 (2.17)

Fa1 = 599.(0,364 .0,322 + 0,625 .0,947)/0,781 = 424 N

forța axială pe coroană:

Fa2 = Ft2.( tgn .sin2 – sin2 .cos2)/.cos2 (2.18)

Fa2 = 719.(0,364 .0,94 – 0,271. 0,342)/0,962 = 187 N

forța radială pe coroană:

Fr2 = Ft2.( tgn .cos2 + sin2 .sin2)/.cos2 (2.19)

Fr2 = 719.(0,364 .0,342 + 0,271 .0,94)/0,962 = 283 N

lățimea coroanei dințate a roții:

b2 = 36 mm

lățimea coroanei dințate a pinionului:

b1 = b2 .sin2/(cos cosb = 36 .0,94/0,941 .0,947 + 7 = 44,91 mm (2.20)

modulul normal în secțiunea medie a dintelui:

mnmed = 2 .r1med . cosz1 = 2 .27,35 .0,781/8 = 5,34 mm (2.21)

înălțimea piciorului dintelui la roată:

b2 = (fa + jr + c`n) .mn = (0,7 + 0,45 + 0,25) .5,34 = 7,48 mm (2.22)

înălțimea capului dintelui la roată:

a2 = (fa – jr) .mn = (0,7 – 0,45) .5,34 = 1,335 mm (2.23)

înălțimea piciorului dintelui la pinion:

h1 = (fa – jr + c`n) .mn = (0,7 – 0,45 + 0,25) .5,34 = 2,67 mm (2.24)

înălțimea capului dintelui la pinion:

a1 = (fa + jr) .mn = (0,7 + 0,45) .5,34 = 6,14 mm (2.25)

lungimea generatoarei exterioare la roată:

G2 = G2med + 0,5 .b2 = 100 + 0,5 .36 = 118 mm (2.26)

lungimea generatoarei exterioare la pinion:

G1 = G1med + 0,5 .b1 = 84,94 + 0,5 .44,91 = 107,4 mm (2.27)

diametrul exterior al roții:

De2 = 2 .(G2 .sin2 + ha2 .cos2) (2.28)

De2 = 2.(118. 0,94 + 1,025 .0,342) = 222,5 mm

diametrul exterior al pinionului:

De1 = 2 .(G1 .sin1 + ha1 .cos1) (2.29)

De1 = 2.(84,94. 0,322 + 4,715 .0,947) = 63,63 mm

grosimea dintelui pe coarda constantă în punctul mediu în secțiune normală roată:

Snc2 = mn.(1,57 .cos2n – xn .sin2n) (2.30)

Snc2 = 5,34.(1,57 .0,883 – 0,45 .0,643) = 5 mm

înălțimea la coarda constantă la dinte roată:

hc2 = a2 – 0,5 .Snc2 .tgn = 1,025 – 0,5 .4,56 .0,364 = 0,21 mm (2.31)

grosimea dintelui pe coarda constantă în punctul mediu în secțiune normală pinion:

Snc1 = mn.(1,57 .cos2n – xn .sin2n (2.32)

Snc1 = 5,34.(1,57 .0,883 – 0,45 .0,643) = 5,86 mm

înălțimea la coarda constantă la dinte pinion:

hc1 = a1 – 0,5 .Snc1 .tgn = 4,715 – 0,5 .5,86 .0,364 = 3,65 mm (2.33)

Calculul de rezistență al angrenajului hipoid

În calculele de rezistență se obțin rezultate satisfăcătoare dacă se consideră rezistența roții conice egală cu rezistența unei roți cilindrice având următoarele caracteristici: diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roții conice în secțiunea medie a dintelui; modulul corespunzător modulului roții conice în aceeași secțiune; profilul dinților corespunzător profilului dinților roții echivalente.

Pentru calcul se utilizează următoarele relații [14]:

puterea transmisă de angrenajul hipoid:

N = 0,03 .b2 .Cm .C . Cn .C0 [kW] (2.34)

unde:

b2 – lățimea danturii; b2 = 36 mm

Cm – coeficient corespunzător materialului. Pentru pinion și coroană executate din oțeluri cementate Cm = 1,33

C – coeficientul gradului de acoperire; C = 2,7

Cn – coeficient care depinde de mărimea și turația pinionului; Cn = 50

C0 = 1

N = 0,03 .36 .1,33 .2,7 . 50 .1 = 194 kW

calculul efortului de încovoiere la baza dinților:

i = 100 .Ft .cos2 .kb/s . .y .b .mn .cosn (2.35)

i2 = 100 .Ft2 .cos2 .kb/s . .y .b2 .mn .cosn (2.36)

i2 = 100 .700. 0,926 .1,2/1,76 . .0,24 . 36. 5,34 .0,94 = 324 MPa

i1 = 100 .Ft1 .cos2 .kb/s . .y .b1 .mn .cosn (2.37)

i1 = 100 .583. 0,61 .1,2/1,76 . .0,13 . 44,89. 5,34 .0,94 = 263 MPa

ai = 500 MPa

calculul solicitării de contact pe flancul dinților:

c = 6050 .cos .[Ft2 .(ctg2 + ctg1/k)/R2 .b0 .sinn .cosn]1/2/k (2.38)

c = 6050 .0,962 .[719 .(86,95 + 86,95/1,2)/130 .100 .0,34 .0,94]1/2/1,2 = 138 MPa

c < ac = 1870 MPa

Calculul de dimensionare și verificare al arborilor și lagărelor

Pentru calculul preliminar al arborelui, momentul de calcul se majorează cu 1,5 pentru a ține seama și de momentul de încovoiere [14].

Mca = 1,5 .Mc (2.39)

Mca = 1,5 .675,4 = 1013 N.m

Diametrul necesar arborelui va fi:

D = (7,5 .Mca/Zat)1/3 = (7,5 .1013/130)1/3 = 38,8 mm (2.40)

Schema de încărcare a arborilor este prezentată în figura 2.12 unde forțele de încărcare axiale, tangențiale și radiale din angrenaj au fost determinate anterior pentru sarcina dinamică maximă.

Tab. 2.1

Forțele din angrenaj [N]

Fig. 2.12 Forțele din angrenajul conic [6]

Folosind metodologia de calcul utilizată la cutia de viteze, pentru aceeași coeficienți de utilizare a treptelor, conform schemelor din tabelul 2.3 obținem valorile forțelor în lagăre pentru diferitele trepte ale cutiei de viteze (tabelul 2.4), utilizând schema pentru calculul reacțiunilor din tabelul 2.2:

Tab. 2.2

Schema pentru calculul reacțiunilor din lagărele transmisiei principale

Tab. 2.3

Relațiile de calcul pentru forțele axiale care acționează asupra rulmenților

Tab. 2.4

Forțele în lagăre [kN]

Tab. 2.5

Numărul de cicluri efectuate de către rulmenți [106 cicluri]

Tab. 2.6

Tipuri de rulmenți utilizați

2.3 Diferențialul

Diferențialul este un mecanism inclus în puntea motoare care divizează fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principală în două ramuri, transmise fiecare câte unei roți motoare, oferind totodată roților punții posibilitatea, ca în funcție de condițiile autopropulsării, să se rotească cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiții de autopropulsare care impun roților să se rotească cu viteze unghiulare diferite sunt următoarele:

– deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioară curbei are de parcurs un spațiu mai mic decât roata exterioară curbei;

– deplasarea rectilinie pe căi netede, când roțile punții au de parcurs spații egale iar automobilul, din diverse cauze, are roțile punții cu raze inegale; diferența dintre raze poate fi datorată presiunii inegale din pneuri, repartizării încărcaturii asimetric față de axa longitudinală a automobilului, pneurile la cele două roți de simbol diferit, sau grad diferit de uzură;

– deplasarea rectilinie pe căi cu denivelări când, datorită distribuției aleatoare a denivelărilor sub formă de gropi și ridicături, roțile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.

În condițiile de mai sus, în lipsa diferențialului, în mecanismele punții apar încărcări suplimentare sub forma unui flux ,,parazit” de putere.

2.3.1 Schema de organizare și construcția diferențialului

Diferențialul utilizat la automobile este în general, cu roți dințate conice. Elementele unui astfel de diferențial sunt (figura 2.13): două pinioane planetare fixe pe arborii transmisiilor la roțile motoare, sateliții aflați în permanentă angrenare cu roțile planetare, brațul portsatelit (axul) și carcasa diferențialului. Elementul conducător este brațul portsatelit, care primește fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei.

Fig. 2.13 Schema cinematică a diferențialului [6]

1-arbore de intrare; 2,6-pinioane planetare fixe; 3-carcasa diferențialului;

4-braț portsateliți

În constructia diferențialelor se disting mai multe soluții, grupate astfel (figura 2.14):

Fig. 2.14 Clasificarea diferențialelor

În afara utilizării diferențialului ca mecanism al punții motoare, în construcția de automobile diferențialul se mai folosește și ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4×4.

2.3.2 Diferențiale blocabile și autoblocabile

Deplasarea automobilelor pe căi alunecoase depinde de capacitatea diferențialului de a transmite roților și în astfel de situații fluxuri de putere pentru autopropulsare. Mărimea fizică prin care se apreciază diferențialele din acest punct de vedere este frecarea internă.

Pentru aprecierea frecării se utilizează indicele frecării notat cu S și definit de relația:

S = Mf/Mc (2.41)

unde:

Mf – momentul de frecare din diferențial; Mc – momentul primit de carcasa diferențialului de la elementele transmisiei din amonte de diferențial.

Coeficientul de blocare a diferențialului se exprimă în funcție de indicele frecării prin relația:

 = (1 + S)/(1 – S) (2.42)

Indicele frecării Sm ia valori între 0,04…1,00, valoarea minimă fiind caracteristică diferențialelor simple, la care  = 1,15…1,20, iar valoarea maximă Sm = 1,00, obținută când Mf = Mc (legătura dintre arbori este rigidă), corespunzătoare diferențialului blocabil.

a) Diferențialele blocabile se utilizează la automobilele cu capacitate mare de trecere pentru a împiedica patinarea uneia dintre roți în condiții de aderență scăzută. Acest tip de diferențial (figura 2.15) are pe unul dintre arborii planetari un dispozitiv de blocare care se compune dintr-o mufă de cuplare 5 ce se poate deplasa axial pe o porțiune canelată a arborelui planetar 4. Mufa de cuplare este prevăzută pe partea dinspre diferențial cu o dantură frontală 3, care se va cupla cu dantura frontală 2 a carcasei diferențialului 1. Dacă mufa se deplasează spre stânga până când danturile frontale 2 și 3 se vor cupla, atunci arborele planetar 4 se solidarizează la rotație cu carcasa diferențialului. În acest caz diferențialul se blochează, iar cei doi arbori planetari 4 și 6 vor avea aceeași turație.

Dispozitivul de acționare al mecanismului de blocare poate fi: mecanic, pneumatic, electropneumatic sau hidraulic.

Fig. 2.15 Schema cinematică a diferențialului blocabil [4]

Aceste diferențiale păstrează avantajul diferențialelor simple și, în plus, asigură posibilitatea deplasării automobilului când aderența uneia dintre roți este foarte mică.

Dezavantajul diferențialelor blocabile constă în acționarea subiectivă a dispozitivului de blocare de către conducătorul auto și complicarea construcției prin necesitatea introducerii unui dispozitiv de acționare.

b) Diferențialele autoblocabile permit rotirea cu viteze unghiulare diferite a roților motoare și în același timp distribuie momentul motor între arborii planetari, astfel încât roata motoare cu aderență bună primește un moment mai mare decât cea cu aderență scăzută. La acest tip de diferențial starea blocată nu mai depinde de acțiunile conducătorului ci de starea drumului.

După principiul de funcționare, diferențialele autoblocabile se clasifică conform figurii 2.16:

Fig. 2.16 Tipuri de diferențiale autoblocabile

Diferențialele autoblocante elimină neajunsul transferării întregului cuplu către roata care se învârte în gol, permițând în același timp virarea normală a autovehiculului. Este folosit la aproape toate automobilele destinate competițiilor sportive, la autoturisme cu performanțe ridicate, precum și la unele modele echipate cu tracțiune integrală.

Diferențiale cu alunecare limitată – L.S.D. (Limited Slip Differential).

Fig. 2.17 Diferențial cu alunecare limitată

Cel mai simplu diferential de acest tip se obține prin presarea pinioanelor planetare spre carcasă prin intermediul unor elemente elastice (1) aflate în interiorul diferențialului. Frecarea dintre suprafețe va asigura transmiterea unui cuplu către roata care are aderență și poate fi mărită fie prin realizarea unor suprafețe de contact conice, asemenea celor de la sincroanele cutiilor de viteze, fie prin introducerea unor discuri de fricțiune (2) și realizarea unui ambreiaj multidisc în spatele fiecarui pinion.

Soluția are o eficiență redusă pentru că va exista permanent o frecare atunci când turația roților motoare este câtuși de puțin diferită, iar cuplul care se transferă nu poate fi bine controlat, fiind de asemenea limitat de forța elementelor elastice.

Diferențialul autoblocabil cu lamele este cel mai răspândit în aria motorsportului, datorită atât eficacității cât și a dimensiunilor reduse, care îl recomandă pentru înlocuirea diferențialului de serie fără modificări suplimentare. Cuplul nu se transmite direct de la carcasă la axul sateliților ca la un diferențial simplu, ci prin intermediul a două inele de presiune solidare la rotație cu carcasa diferențialului. Atunci când crește momentul aplicat, axele celor 4 sateliți se deplasează pe planurile înclinate ale inelelor îndepărtându-le, iar acestea presează asupra pachetelor de discuri. Mărimea și numărul discurilor de fricțiune determină cuplul care poate fi transferat, iar unghiul la care sunt prelucrate planurile înclinate determină momentul cuplării diferențialului, o pantă mai lină determinând blocarea la diferențe mai mici între vitezele de rotație ale pinioanelor planetare.

Diferențialul autoblocabil cu came are o largă utilizare la autovehiculele militare cu o mare capacitate de trecere. În figura 2.18 este prezentată construcția unui diferențial autoblocabil cu came și tacheți radiali. Tacheții 4 sunt amplasați radial între camele plane 2 și 3, montate pe caneluri pe arborii planetari și fixate în colivia 5, care face corp comun cu carcasa 1 a diferențialului, care reprezintă elementul conducător. Deoarece pasul camelor este diferit, momentul transmis arborilor planetari este pulsator. Acest dezavantaj este eliminat prin așezarea tacheților pe două rânduri paralele. Cele două rânduri acționează pe roata exterioară 2, iar contactul cu roata interioară 3 se realizează prin două came solidare între ele, având același profil, decalate cu o jumătate de pas. În acest fel, întotdeauna va fi posibilă transmiterea momentului, oricare ar fi poziția reciprocă a camelor roții interioare și roții exterioare. Astfel, când tacheții din primul rând se află în poziția cea mai apropiată, sau cea mai îndepărtată de axa de rotație a diferențialului și nu transmit moment, atunci tacheții celui de-al doilea rând aflați într-o poziție intermediară vor transmite tot momentul.

Fig. 2.18 Diferențial autoblocabil cu came și tacheți radiali [14]

Vâscocuplajele de tip Ferguson

Vâscocuplajul este un mecanism compact care transmite mișcarea prin intermediul unui fluid siliconic și al unor discuri perforate, aflate foarte aproape unele de altele. În condițiile în care discurile se rotesc cu turații egale, nu apar decât forțe reduse între acestea. Atunci când apare o alunecare, fluidul siliconic din interiorul cuplajului se încălzeste și își mărește vâscozitatea, reducând viteza relativă dintre arbori și realizând transferul cuplului. Poate fi utilizat singur, ca diferențial interaxial la vehiculele cu tracțiune integrală, sau în combinație cu un diferențial convențional, caz în care poate echipa o punte motoare ca în figura 2.19a., sau poate servi ca diferențial central – fig. 2.19b.

Săgețile din fig. 2.19a. este evidențiază calea de transmitere a cuplului motor, putându-se observa ca vâscocuplajul, fiind conectat între carcasa diferențialului convențional și unul din arborii de ieșire, preia doar o parte din efort.

Solicitările mari aplicate timp îndelungat asupra vâscocuplajelor pot duce la supraîncălzirea fluidului din interior și la distrugerea cuplajului, acesta nemaifiind în măsură de a transmite cuplu către arborele de ieșire.

Fig. 2.19 Diferențial cu vâscocuplaj tip Ferguson

Diferențialul Torsen

Dacă diferențialele clasice blocabile sau autoblocabile pot fi considerate ca făcând parte din prima generație, diferențialele cu frecare internă mărită și vâscocuplajele pot constitui cea de-a doua generație de diferențiale, a treia generație reprezentând-o diferențialele autoblocabile cu detectare de cuplu TORSEN.

Denumirea îi vine de la TORque SENsitive – sensibil la cuplu. Are în componența sa trei grupuri de angrenaje formate din pinioane elicoidale sau cu dantura dreaptă. Transferul cuplului este realizat de forțele radiale și axiale care apar între pinioane, distribuția acestuia fiind dată de unghiurile danturii și stabilită de la proiectare.

Fig. 2.20 Diferențial Torsen

Funcționarea diferențialului Torsen utilizează ireversibilitatea angrenajului elicoidal roată-șurub fără sfârșit, în sensul că transmiterea mișcării de la roată la șurub se face la randamente comparabile celorlalte angrenaje de roți dințate, în schimb funcționarea reversibilă devine posibilă, cu randamente foarte reduse, numai dacă elicea danturii are anumite valori.

Poate fi montat atât ca diferențial interaxial cât și pentru punțile motoare, fiind potrivit pentru echiparea vehiculelor cu tracțiune față care, la echiparea cu un diferențial cu lamele, de exemplu, ar transmite reacții violente asupra direcției în momentul transferului de cuplu. Diferentialul Torsen este proactiv, intervenind înainte ca patinarea să se producă, iar celelalte mecanisme reactive intră în funcțiune după ce apare patinarea. Modul său de lucru completează cu succes funcțiile sistemelor electronice de control al stabilității și nu influențează negativ ABS-ul. Complexitatea sa și necesitatea unor prelucrări mecanice de precizie îl fac însă costisitor și limitează răspândirea pe modele de serie. Audi este unul dintre puținii constructori care montează acest tip de diferențial.

2.3.3 Soluții constructive de diferențiale cu roți dintate conice.

În figura 2.21 se prezintă o soluție constructivă de diferențial cu roți dințate conice.

Constructiv, diferențialul conține o carcasă cu un angrenaj principal (numit și raport principal sau transmisie principală), și un mecanism epicicloidal. Acest mecanism permite rotirea roților cu viteze diferite. Mecanismul epicicloidal conține două roți dințate planetare (pe capetele arborilor planetari) și două sau patru roți dințate sateliți.

Fig. 2.21 Diferențial cu roți dințate conice

1-arbore de ieșire din cutia de viteze; 2-arbori planetari (antrenează roțile automobilului);

3-pinion transmisie principală (pinion de atac); 4- coroană transmisie principală; 5-roți dințate planetare; 6-roți dințate sateliți; 7-carcasă diferențial

Cuplul și turația este primită de la cutia de viteze prin intermediul arborelui 1. Pinionul diferențialului 3 angrenează cu coroana 4 și amplifică cuplul de ieșire din cutia de viteze, demultiplicând cu același raport turația arborilor planetari 2. Carcasa 7, pe care este fixată rigid coroana 4, antrenează roțile dințate satelit 6 care la rândul lor antrenează roțile dințate planetare 5. Când automobilul se deplasează în linie dreaptă tot ansamblul se rotește cu aceeași turație. În momentul în care automobilul efectuează un viraj, între roțile dințate satelit 6 și roțile dințate planetare 5 apare o mișcare relativă care permite rotirea cu turații diferite a celor doi arbori planetari 2.

2.3.4 Calculul diferențialului

Calculul de rezistență al diferențialelor cuprinde calculul roților planetare, calculul sateliților și al axelor sateliților.

Pentru calculul organologic este necesar să se stabilească, pe baza fluxului de putere care circulă prin elementele diferențialului, momentele de calcul.

Determinarea mărimilor de calcul

În conformitate cu notațiile din schema prezentată în figura 6.8, acestea se calculează folosind următoarele relații [4]:

momentul pentru calculul axei sateliților:

Mc1 = M3/N [MPa] (2.43)

relație în care:

M3 – momentul de calcul al transmisiei principale;

N –numărul de pinioane sateliți;

momentul pentru calculul angrenajului pinion planetar-satelit:

Mc1 = 675,4/4 = 169 N.m

momentul pentru calculul pentru arborii planetari:

Mc2 = M3/2 .N [N.m] (2.44)

Mc2 = 675,4/2 .4 = 84 N.m

Calculul angrenajelor de roți dințate conice

Calculul de dimensionare și verificare al angrenajelor conice din diferențial se face după metodologia pentru roți dințate cu dantura dreaptă:

momentul de calcul: Mc = 169 N.m

modulul normal: mn = 3,75

numărul de dinți ai satelitului: 11

numărul de dinți ai pinionului planetar: 18

unghiul de înclinare al dintelui:  = 0o;

unghiul de angrenare:  = 20o

unghiul conului de divizare al satelitului:

1 = arctgz1/z2 = arctg 11/18 = 31,4o (2.45)

unghiul conului de divizare al planetarei:

2 = arctgz2/z1 = arctg 18/11 = 58,57o (2.46)

diametrul de divizare al satelitului:

d1 = m1 .z1 = 3,75 .11 = 41,25 mm (2.47)

diametrul de divizare al planetarei:

d2 = m2 .z2 = 3,75 .18 = 67,5 mm (2.48)

înălțimea capului de divizare al dintelui:

ha1,2 = mn .h0 = 3,75 .1 = 3,75 mm (2.49)

înălțimea piciorului de divizare al dintelui:

hf1,2 = mn .(h0 + c0) = 3,75 .(1 + 0,25) = 4,69 mm (2.50)

diametrul de cap:

da1,2 = d1,2 + 2 .ha1,2 .cos1,2 (2.51)

da1 = 41,25 + 2 .3,75 .0,85 = 47,63 mm

da2 = 67,5 + 2 .3,75 .0,521 = 71,4 mm

numărul de dinți ai roții echivalente:

z1,2ech = z1,2/cos1,2 (2.52)

z1ech = 11/0,84 = 13 dinți

z2ech = 18/0,785 = 23 dinți

c) Calculul axei sateliților

Calculul axei sateliților se face sub acțiunea forțelor care acționează asupra sateliților (figura 2.22).

Fig. 2.22 Schema de calcul a diferențialului [14]

Sub acțiunea forței F = 2 .Ft (Ft este forța tangențială din angrenajul satelit-pinion planetar), axul sateliților este solicitat la forfecare și strivire:

F = Mc1/Rm = 169/0,032 = 5281 N (2.53)

Sub acțiunea forței F, axul sateliților este solicitat la forfecare și strivire. Eforturile unitare la forfecare ce iau naștere se calculează cu relația:

f = 4 .F/d2 = 4 .MM .iCV1 .i0/N .Rm . .d2 (2.54)

f = 4 .232,82 .3,15 .3,86/4 .0,032 . . 400 = 70,4 MPa

f <af = 100 MPa

Eforturile unitare de strivire dintre axul satelitului și satelit se calculează cu relația:

s1 = F/d .h1 = MM .iCV1 .i0/N .Rm .d .h1 (2.55)

s1 = 232,82 .3,15 .3,86/4 .0,032 .20 .26 = 42,5 MPa

s1 <as1 = 100 MPa

Strivirea dintre axul satelitului și carcasa diferențialului se verifică cu relația:

s1 = F .Rm/R1 .d .h2 = MM .iCV1 .i0/N .R1 .d .h2 (2.56)

s1 = 232,82 .3,15 .3,86/4 .0,058 .20 .16 = 38,1 MPa

s2 <as2 = 100 MPa

Sub acțiunea forțelor axiale rezultate din angrenarea satelitului cu roțile planetare, suprafața de contact dintre satelit și carcasa diferențialului este solicitată la strivire. Eforturile unitare de strivire ce apar pe această suprafață se determină cu relația:

s3 = 4 .MM .iCV1 .i0/N .Rm .(d21 – d2) (2.57)

s1 = 4 . 232,82 .3,15 .3,86/4 .0,058 .3,14 .(262 – 202) = 56,3 MPa

2.4 Arborii planetari

2.4.1 Destinația și clasificarea arborilor planetari

Arborii planetari servesc la transmiterea momentului motor de la diferențial la roțile motoare ale automobilului.

Ei sunt solicitați la torsiune de către momentul motor, dar și la încovoiere de către forțele care acționează asupra roților motoare.

Clasificarea arborilor planetari se face după solicitările la care sunt supuși, solicitări care depind de modul de montare al capătului lor exterior în carterul punții motoare (figura 2.23):

Fig. 2.23 Clasificarea arborilor planetari după solicitări

– arborii planetari total descărcați sunt solicitați numai la torsiune. În acest caz butucul roții se montează prin intermediul rulmenților conici pe trompa carterului punții. Solicitarea la încovoiere este preluată numai de carterul punții motoare. Această soluție se utilizează la autocamioane și autobuze;

– arborii planetari semiîncărcați se montează printr-un singur rulment dispus între butucul roții și carterul punții motoare. Arborii sunt solicitați la torsiune și parțial la încovoiere. Această soluție se utilizează la autoturisme și autocamioane ușoare;

– arborii planetari total încărcați se sprijină printr-un singur rulment montat între arbore și carterul punții motoare. Acești arbori preiau în totalitate eforturile la torsiune și încovoiere. Soluția se utilizează la autoturisme.

2.4.2 Tipuri constructive de arbori planetari

Pentru a transmite momentul motor de la diferențial la roțile motoare arborii planetari sunt solidarizați la rotație atât cu diferențialul cât și cu butucul roții motoare.

În figura 2.24 sunt prezentate tipurile constructive de arbori planetari ce se deosebesc între ei după modul de solidarizare cu pinioanele planetare și cu roțile motoare.

Fig. 2.24 Tipuri constructive de arbori planetari [4]

– la soluția prezentată în figura 2.24a, solidarizarea cu pinionul planetar se face prin intermediul canelurilor, iar cu butucul roții prin flansă;

– la soluția prezentată în figura 2.24b, solidarizarea cu pinionul planetar se face prin intermediul canelurilor, iar cu butucul roții prin intermediul unei pene, care are un locaș pe porțiunea conică;

– la soluția prezentată în figura 2.24c, pinionul planetar face corp comun cu arborele, iar cu butucul roții prin prin intermediul unei pene, care are un locaș pe porțiunea conică;

– la soluția prezentată în figura 2.24d, solidarizarea atât cu butucul roții cât și cu pinionul planetar se face prin intermediul canelurilor.

În figura 2.25 se prezintă transmisia la roțile motoare în cazul unui arbore planetar total încărcat. Capătul exterior al arborelui este fixat în trompă prin intermediul unui rulment cu bile.

Fig. 2.25 Transmisie cu arbori planetari total încărcați [4]

1-butucul roții; 2-rulment exterior; 3-arbore planetar; 4-rulment interior;

5-pinion planetar; 6-casetă diferențial; 7-trompă

În figura 2.26 se prezintă transmisia la roțile motoare la care se folosește soluția cu arbore planetar semiîncărcat. Rulmentul exterior se montează pe piesa 3 fixată cu șuruburi de carterul punții, iar rulmentul interior este montat pe caseta diferențialului.

Fig. 2.26 Transmisia la roțile motoare cu arbori planetari semiîncărcați [4]

1-rulment interior; 2-șuruburi; 3-piesă reglaj; 4-rulment exterior; 5-caseta diferențialului

În figura 2.27 se prezintă transmisia la roțile motoare motoare la care se folosește soluția cu arbore planetar total descărcat.

Fig. 2.27 Transmisia la roțile motoare cu arbori planetari total descărcați [3]

1-rulment interior; 2-trompă; 3,5-rulmenți conici; 6-flanșă; 7-contrapiuliță; 8-piuliță;

10-garnitură de etanșare; 11-arbore planetar; 12-carcasa diferențialului

Butucul roții motoare se sprijină pe rumenții cu role conice 3 și 5 care se montează pe trompă. În felul acesta arborele planetar este solicitat numai la torsiune de momentul pe care îl transmite butucului roții prin flanșa forjată dintr-o bucată cu arborele. Piulița și contrapiulița servesc la fixarea rulmenților, precum și la reglarea lor.

Împiedicarea pătrunderii unsorii la butucul de frână este realizată de garnitura de etanșare care se află pe capătul exterior al trompei. Rulmentul interior este fixat pe carcasa diferențialului.

2.4.3 Calculul arborilor planetari

Arborii planetari sunt solicitați la torsiune de momentul motor transmis de diferențial și la încovoiere, funcție de modul de montare a butucului roții.

Deoarece forțele care acționează asupra roții motoare sunt dependente de regimul de deplasare al automobilului, calculul arborilor planetari se face pentru patru regimuri caracteristice de mișcare: regimul tracțiunii maxime, regimul frânării, regimul derapării și regimul trecerii peste obstacole.

Schema forțelor și momentelor care acționează asupra punții motoare din spate pentru cele patru regimuri este prezentată în figura 2.28.

Fig. 2.28 Forțele și momentele care acționează asupra punții motoare [14]

Regimul tracțiunii maxime

Regimul tracțiunii este caracterizat de acțiunea forței m2G2 din partea cadrului sau caroseriei și a forțelor ZRs, ZRd și XRs, XRd din partea căii de rulare.

Reacțiunile normale ZRs și ZRd în acest regim sunt egale și se determină cu relația:

ZRs = ZRd = m2 .G2/2 (2.58)

în care:

G2 = 11000 N – sarcina statică pe cale orizontală la puntea din spate;

m2 coeficientul de încărcare dinamică a punții motoare la demaraj.

m2 = cos .(a +  .hg)/A (2.59)

m2 = 1 .(0,5 + 0,7 .0,2) = 0,64

ZRs = ZRd = 0,64 .11000/2 = 3520 N

Regimul frânării

Regimul frânării este caracterizat de acțiunea forței m2FG2 din partea cadrului sau caroseriei și a forțelor ZFs, ZFd și XFs, XFd din partea căii de rulare.

Reacțiunile normale la frânare sunt egale și se determină din relația:

ZFs = ZFd = m2F .G2/2 (2.60)

în care:

G2 = 11000 N – sarcina statică pe cale orizontală la puntea din spate;

m2F – coeficientul de încărcare dinamică a punții din spate la frânare; pentru automobile 4×4 cu ambele punți frânate:

m2F = cos .(a –  .hg)/a (2.61)

m2F = 1 .(0,5 – 0,7 .0,2) = 0,36

ZRs = ZRd = 0,36 .11000/2 = 1980 N

Reacțiunile tangențiale la frânare XFs, XFd se consideră egale și limitate la aderența dintre roți și cale:

XFs = XFd = ZFs . (2.62)

XFs = XFd = 1980 .0,7 = 1386 N

Regimul derapării

La regimul derapării (sau regimul deplasării cu reacțiuni laterale maxime) asupra punții acționează din partea cadrului sau caroseriei componenta statică a greutății automobilului ce revine punții din spate G2 și componentei forței laterale Fg, iar din partea căii reacțiunile normale ZRs, ZRd și laterale YRs, YRd.

Din condiția de echilibru a punții se obțin pentru reacțiunile normale expresiile:

ZRs = G2/2 + Fy .hg/B (2.63)

respectiv:

ZRd = G2/2 – Fy .hg/B (2.64)

Valoarea maximă a reacțiunilor laterale este limitată de aderența roților cu calea, deci:

YRs = ZRs . și YRd = ZRd . (2.65)

Dar:

Fy = YRs + YRd = (ZRd + ZRs). = G2 . (2.66)

Înlocuind expresia forței se obțin pentru reacțiunile normale ale căii expresiile:

ZRs = G2/2.(1 + 2 . .hg/B) (2.67)

ZRs = 11000/2 .( 1 + 2 .0,7 .572/1527) = 3697 N

ZRd = G2/2.(1 – 2 . .hg/B) (2.68)

ZRd = 11000/2 .( 1 – 2 .0,7 . 572/1527) = 10737 N

YRs = G2 ./2.(1 + 2 . .hg/B) (2.69)

YRs = 11000 .0,7/( 1 + 2 .0,7 . 572/1527) = 5176 N

YRd = G2 ./2.(1 – 2 . .hg/B) (2.70)

YRd = 11000 .0,7/( 1 – 2 .0,7 . 572/1527) = 15032 N

unde:

B – ecartamentul punții

Regimul trecerii peste obstacole

Regimul trecerii peste obstacole este un regim caracteristic deplasării pe drumuri cu neregularități, când asupra punții acționează sarcini dinamice verticale de valori importante. Mărimea acestor sarcini dinamice (care depind de înălțimea obstacolului, viteza de deplasare, calitățile suspensiei) se apreciază printr-un coeficient  definit de relația:

 = ZR/G2;  = 2 (2.71)

sau:

ZRs= ZRs= G2 . /2 = G2 (2.72)

ZRs= ZRs= 11000 N

Soluția adoptată pentru arborii planetari este aceea cu arbori planetari total descărcați, fără momente încovoietoare.

Pentru acest caz de montare, arborii planetari sunt solicitați în regimul tracțiunii la răsucire, de momentul:

MR = XR .rd = 1980. 0,320 = 634 N.m (2.73)

Efortul unitar la torsiune este dat de relația:

t = MR/Wt = XR .rd/0,2 .d3 (2.74)

unde d = 32 mm este diametrul arborelui planetar.

t = 634 . 320/0,2 .323 = 991 MPa

t <at

Capitolul 3 TEHNOLOGIA DE FABRICARE A PINIONULUI CONDUCĂTOR AL TRANSMISIEI PRINCIPALE

3.1 Condiții funcționale

Pinionul conducător al transmisiei principale preia momentul motor de la transmisia longitudinală și împreună cu coroana dințată îl transmite sub un unghi de 90o la puntea motoare, efectuând în același timp și o mărire a lui datorită numărului diferit de dinți ai angrenajului.

Mișcarea se transmite de la arborele cardanic al transmisiei longitudinale la arborele pinionului de atac prin intermediul unei flanșe fixată prin șuruburi de flanșa articulației cardanice.

Pinionul se găsește în angrenare permanentă cu roata condusă (coroana) fixată de caseta diferențialului (figura 3.1) :

Fig. 3.1 Transmisia principală

Arbore de intrare; 2- Pinion; 3- Corona; 4,5- Sateliți; 6- brațe; 7,8-Arbori planetari

Pinionul conducător al transmisiei principale este puternic solicitat pe timpul funcționării. Asupra lui acționează un moment de torsiune Mt care solicită arborele; forțele din angrenaj (figura 2.8): forța tangențială Ft1, forța radială Fr1, forța axială Fa1 și forța normală Fn1. Acestea solicită dantura la încovoiere, oboseală și presiune de contact, iar arborele pinionului la încovoiere și torsiune. Canelurile de la extremitatea arborelui pinionului sunt solicitate la strivire și forfecare.

În aceste condiții, pentru execuția pinionului conducător se prescriu condiții tehnice deosebite: asigurarea coaxialității dintre părțile frontale; precizia suprafețelor exterioare, lățimea coroanei, clasa de precizie 2…5; duritatea suprafețelor active 56…62 HRC, duritatea miezului dinților 320…420 HB, adâncimea stratului cementat 0,7…1,0 mm; duritatea celorlalte suprafețe ale pinionului nu depășește 120…270 HB; rugozitatea suprafețelor active Ra = 1,6…0,4 m.

Celelalte condiții tehnice sunt prezentate în desenul de execuție al piesei.

3.2 Materiale și semifabricate

Datorită solicitărilor la care este supus, arborele conducător se confecționează din aceleași materiale ca și roțile dințate din cutia de viteză.

Miezul dinților trebuie să fie suficient de rezistent pentru a prelua eforturile mari de încovoiere și tenace pentru a suporta sarcinile mari cu șoc. Suprafața danturii trebuie să fie dură pentru a rezista presiunilor pe porțiunea de contact, cât și pentru a asigura condiții favorabile de rezistență variabilă.

Aceste calități ale danturii se asigură prin întrebuințarea oțelurilor aliate de cementare, cu tratament termic ulterior, de tipul 15C08, 18MC10, 18MoCN13, 18MoCN06, 13CN30, 21TMC12, care au o largă utilizare.

Pentru pinionul dat, am optat pentru un oțel de cementare 18MoCN13 EN 10084.

Semifabricatul se obține prin matrițare în trepte la cald. Procedeul prezintă avantajele obținerii unor dimensiuni apropiate de cele ale piesei finite și în plus, structura materialului se îmbunătățește pe baza menținerii fibrajului remanent laminării. Înainte de a se trece la prelucrarea mecanică, semifabricatul se supune unui tratament termic de normalizare.

3.3 Prelucrarea pinionului conducător

Prelucrarea mecanică a pinionului conducător constă într-o succesiune de operații prezentate în fișa tehnologică din tabelul 3.3.

Operația de debitare se poate executa pe: ferăstraie mecanice cu mișcare alternativă sau circulară. De asemenea, debitarea se mai poate executa și prin procedee speciale, cum sunt: procedeul anodo-mecanic cu disc sau bandă, cu flacară, cu jet de plasmă sau laser.

Obținerea semifabricatului prin matrițare în trepte, deși este mai costiitoare, asigură o bună precizie dimensională și calități mecanice superioare.

Prin tratamentul termic de normalizare se îmbunătățesc în mod simtitor caracteristicile mecanice ale oțelului cum sunt: limita de curgere, rezistența de rupere la tracțiune, alungirea relativă, gâtuirea și reziliența. Acest lucru este determinat de faptul că la normalizare, cantitatea de perlită care se separă la racire este mai mare decât la recoacere. Întrucât duritatea perlitei este mai mare decât a feritei, rezultă că oțelul normalizat va avea duritatea mai mare decât cel recopt.

De menționat și faptul că tratamentul termic de normalizare este mai ieftin decât cel de recoacere, deoarece are un ciclu mai scurt și se execută mai ușor.

Succesiunea principalelor operații la prelucrarea mecanică a pinionului sunt prezentate în figura 3.2.

Prelucrarea bazelor tehnologice de așezare se efectuează prin frezare simultană la ambele capete și executarea simultană a găurilor de centrare pe un agregat de frezat și centruit (figura 3.2a).

Cu această bază tehnologică se execută în continuare următoarele operațiuni:

– strunjirea de degroșare a suprafețelor cilindrice ale pinionului. Această operațiune se poate executa în trepte, cu mai multe cuțite. Strunjirea cu mai multe cutițe simultan se poate executa dupa metoda divizării lungimii (figura 3.3). Precizia de prelucrare în cazul strungurilor multicuțit este afectată în special de uzura sculelor și de erorile datorate deformațiilor elastice a elementelor sistemului tehnologic;

– strunjirea de degroșare prin copiere a părții conice. Strunjirea conică cu cuțit profilat se efectuează după metoda generatoarei materializată și se aplică suprafețelor conice scurte l = (50 –70)mm. La aplicarea acestei metode se poate utiliza și un cuțit lat obișnuit poziționat înclinat (figura 3.4);

Fig. 3.2 Succesiunea principalelor operații la prelucrarea mecanică a pinionului

Fig. 3.3 Strunjirea arborelui cu mai multe cuțite

Fig. 3.4 Strunjirea prin copiere a părții conice

strunjirea de finisare a suprafețelor cilindrice ale pinionului (figura 3.2b);

strunjirea de finisare prin copiere a părții conice (figura 3.2c);

strunjirea degajării D (figura 3.2c) pentru filet la capătul lung;

strunjirea degajării E (figura 3.2d) pentru siguranță;

frezarea canelurilor. Canelurile se execută cu freze disc profilată (figura 3.5):

Fig. 3.5 Frezarea canelurilor cu freză disc profilată

frezarea degajărilor de la fundul canelurilor (figura 3.2d);

rectificarea părților cilindrice ale axului (figura 3.6):

Fig. 3.6 Rectificarea cilindrică exterioară într-o singură trecere

control intermediar vizând precizia suprafețelor cilindrice, a canelurilor și a suprafețelor conice ale pinionului;

frezarea de degroșare a danturii conice curbe. Forma teoretică a curbei constituie traiectoria unui punct A pe dreapta g care se rostogolește pe cercul de rază r (figura 3.7);

Fig. 3.7 Generarea danturii în arc de evolventă

frezarea de finisare a danturii conice curbe (figura 3.2e);

Operațiunile de frezare se realizează cu o freză-melc conică prin metoda rulării, dinții având o înălțime constantă. Avansul de generare se efectuează continuu prin rabaterea înceată a axei frezei de la poziția 1 (figura 3.8) unde freza pătrunde încet în piesă la poziția 3 când părăsește piesa. O asemenea conducere a sculei este necesară pentru creerea condiției de așchiere de-a lungul dintelui semifabricatului.

Fig. 3.9 Frezarea danturii

frezarea filetului pe suprafața F (figura 3.2g);

burghierea celor două găuri străpunse la 90o (figura 3.2g);

ajustarea muchiilor și calibrarea filetului;

spălarea pieselor în soluție la temperatura 333…353 K și suflarea lor cu aer comprimat;

control intermediar;

– tratament termic (cementare, călire, revenire) cu protejarea părților filetate. Cementarea constă din îmbogățirea în carbon a stratului superficial al pinionului, prin încălzirea și menținerea lui la o temperatură superioară zonei de transformare, într-un mediu carburant solid, lichid sau gazos.

După cementare, urmează călirea și o revenire la temperaturi între 423…473 K, pentru eliminarea tensiunilor interne. Grosimea stratului cementat trebuie săfie cuprinsăîntre 0,3. ..0,5 m

rectificarea suprafeței cilindrice A (figura 3.2h);

rectificarea suprafeței exterioare a canelurilor (suprafața B, figura 3.2h);

rectificarea flancurilor canelurilor. După rectificare se obține o precizie dimensională în treptele 6 sau 7 și o rugozitate de Ra = 3,2…0,2 m;

rectificarea suprafeței cilindrice C (figura 3.2h);

spălare cu soluție leșioasă și uscare cu aer comprimat;

control final;

– rodare: împerechere, verificarea petei de vopsea, corectarea acesteia, rodarea grupului conic în ambele sensuri. Pentru rodare, pinionul și coroana, angrenate, se pun în stare de funcționare, antrenarea realizându-se prin pinion, iar coroana se frânează. Între flancurile active ale roților se introduce un lichid de rodare constând din ulei fin cu granule abrazive în suspensie.

Verificarea prin metoda petei de contact dintre flancurile dinților în angrenare constă în acoperirea dinților pinionului de atac cu un strat subțire de vopsea, după care se rotește transmisia principală în ambele sensuri. În funcție de mărimea și poziția petei lăsate pe dinții coroanei se apreciază calitatea angrenării (tabelul 3.2). Angrenarea se consideră corectă dacă pata lăsată pe coroană este de minimum 60% din lungimea dintelui și spre vârful conului.

După verificarea calității angrenării, se măsoară jocul lateral dintre dinți, care nu trebuie să depășească anumite limite, date în funcție de modulul danturii (tabelul 3.1). Determinarea mărimii jocului se face prin măsurarea grosimii unei plăcuțe de plumb, după ce în prealabil a fost introdusă între danturile roților aflate în angrenare.

Pentru realizarea unei înalte portanțe și a funcționării silențioase, finisarea se execută prin lepuire. Aceasta constă dintr-un rodaj cu un amestec de ulei cu carbură de siliciu sau corindon, în anumite condiții de mișcare relativă a roților. Se asigură o superfinisare uniformă pe toată lungimea dinților și se corectează calitatea suprafețelor conjugate ale dinților, respectiv pata de contact a angrenajului, cu o îndepărtare redusă de material.

Tab. 3.1

Jocul între flancurile dinților în cazul angrenajelor conice [14]

spălare cu soluție de degresare și uscare cu aer comprimat;

fosfatare antifricțiune;

spălare-conservare.

Tab. 3.2

Verificarea angrenării roților dințate conice prin determinarea suprafeței de contact cu ajutorul vopselei [14]

Tab. 3.3

Procesul tehnologic pentru fabricarea pinionului conducător

Fig. 3.10 Desen execuție arbore conducător

CONCLUZII

În baza studierii unui număr de zece autoturisme similare cu cel din tema de proiect s-a făcut predimensionarea automobilului, s-a ales soluția de organizare generală (motorul și elementele transmisiei amplasate longitudinal și ambele punți motoare), s-a calculat poziția centrului de greutate, repartiția masei pe punți și pe pneuri și s-au ales pneurile.

Calculul rezistențelor la înaintare a permis alegerea motorului, luând în considerare motoarele care echipează autoturisme similare. Motorului, m.a.s. cu injecție de benzină controlată electronic, având patru cilindrii în linie, i s-a trasat caracteristica exterioară. În baza acesteia, după calculul randamentului transmisiei și a rapoartelor de transmitere din organele transmisiei, s-au verificat performanțele dinamice și de consum ale automobilului proiectat. Acestea permit automobilului să îndeplinească cerințele impuse prin temă.

După analiza unor soluții similare de punți motoare s-a ales transmisia principală, cu angrenaj în unghi de 90o de tip hipoid, diferențial simplu cu roți dințate conice și arbori planetari total încărcați. Calculele de dimensionare și verificare efectuate au demonstrate corectitudinea soluțiilor constructive adoptate și faptul că acestea corespund cerințelor funcționale impuse de solicitările care apar pe timpul exploatării autoturismului.

Pentru proiectarea tehnologiei de fabricare a pinionului de comandă al transmisiei principale, s-au ales materiale uzuale în construcția acestor piese, care asigură rezistența la solicitări pe timpul funcționării. Obținerea semifabricatului, tratamentele termice și operațiile de prelucrări mecanice au fost făcute prin adoptarea unor procedee tehnologice moderne. Din calculul eficienței economice a rezultat că prețul de cost obținut este comparabil cu prețul de cost al unor piese similare existenete pe piață.

În concluzie, prin această lucrare au fost rezolvate toate cerințele din tema de proiect.

BIBLIOGRAFIE

[1] Buzdugan, Gh. B – Rezistența materialelor, Editura Tehnică București, 1980.

[2] Cristescu, D, V. Răducu – Automobilul, Editura Tehnică București, 1980.

[3] Frățilă,Gh. – Calculul și construcția automobilelor, Editura didactică și pedagogică, București 1980

[4] Frățilă,Gh., Frățilă,M. – Automobile, Editura Didactică și Pedagogică, București 2008

[5] Grunwald, B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, E.D.P. București, 1980.

[6]Ivănescu,M. Ș.a. – Proiectarea transmisiei mecanice, EdituraUniversității din Pitești, 2008

[7] Macarie,T,N – Automobile – EdituraUniversității din Pitești, 2003

[8] Marincaș,D., Abăitancei,D. – Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București 1982

[9] Hălăciugă,I. – Repararea automobilelor, Editura Mirton, Timișoara 2004

[10] Poțincu,GH., ș.a. – Automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București 1980

[11] Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. – Motoare pentru autovehicule rutiere – Îndrumător de proiectare, Litografia Universității din Pitești, 1990.

[12] Racotă, R. – Construcția motoarelor pentru automobile – îndrumător de laborator, Litografia Universității din Pitești, 1995.

[13] Tănase,F. ș.a. – Tehnologia reparării automobilelor – Editura Didactică și Pedagogică, București 1983

[14] Tabacu,I – Transmisii mecanice pentru autoturisme – Editura Tehnică, București 1999

[15] Tabacu,Șt. ș.a. – Dinamica autovehiculelor (Îndrumar de proiectare) – Editura Universității din Pitești, 2004

[16] www.google.ro