Sa Se Proiecteze Un Autoturism de Teren 4×4, Echipat cu Motor cu Aprindere Prin Comprimare cu Puterea Maxima de 88kw 3900 Rotmin

Să se proiecteze un autoturism de teren 4×4, echipat cu motor cu aprindere prin comprimare cu puterea maximă de 88kW/3900 rot/min.

Capitolul 1. Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta conform temei de proiect.

Autovehiculele de teren sunt o clasă exclusivista din categoria categoria autovehiculelor speciale. Denumite și vehicule off-road , ele sunt capabile să se deplaseze fără probleme și în alte condiții decât cele de pe drumurile publice, că de exemplu prin nisip, mocirlă, apa și alte drumuri care în mod normal ar fi imposibil de parcurs de un autovehicul normal. Autovehiculele de teren în general sunt echipate diferit față de unul convențional, aceste modificări fiind complet necesare condițiilor la care este supus. Gardă la sol este un parametru important atribuit vehiculelor de teren, ea trebuie să fie destul de mare pentru ca vehiculul să nu rămână împotmolit sau înțepenit în vreun obstacol. Transmisia integrală este preferată, pentru a nu se pierde din aderență, ajutată în paralel de diferențialele autoblocabile sau blocabile manual care reduc patinarea roților . Vehiculele destinate cu adevărat terenurilor accidentate folosesc de regulă o transmisie integrală nepermanentă, cuplarea punții față realizându-se la comanda șoferului printr-o cutie de transfer. Transmisia acestora imprimă aceeași turație arborilor față și spate, având câte un diferențial pe fiecare punte motoare. Acestea pot fi libere, autoblocante sau blocabile la comandă prin sisteme similare celor care cuplează treptele în cutiile de viteze. Autoturismele 4×4 și SUV-urile necesită însă câte trei diferențiale, unul pentru fiecare punte și altul interaxial care să permită viteze de rotație diferite ale roților față și spate la parcurgerea virajelor. Reductorul și cutia de viteză joacă și ele un rol foarte important în transmisia vehiculului de teren , asigurând cuplul maxim necesar învingeri rezistențelor la care este supus autovehiculul. Pneurile sunt și ele specifice având un profil special care ai conferă autovehiculului o aderență crescută în diferite condiții de exploatare.

Tema abordată în această lucrare este proiectarea unui autovehicul de teren 4×4, având o putere maximă Pe= 88 kw, la o turație nmax= 3900 rot/min. Pentru realizarea acestui lucru este necesară cunoașterea și analiza unor modele deja existențe pe piață pentru a putea stabili parametri inițiali de la care pornim calcul dinamic al autovehiculului. Conform temei de proiectare, alegerea modelelor similare se va face în funcție de similitudinea dimensiunilor de gabarit (ampatament,lungime, lățime, inaltime), în funcție de performanțele acestora și în funcție de caracteristicile masice ale automobilelor.

Pentru alegerea modelului de automobil de proiectat, caracteristicile principale ale modelelor se vor centraliza în tabele .

Tabel 1.1 Caracteristici energetice

Tabel 1.2 Caracteristici masice si dimensionale

Capitolul 2. Calculul de tracțiune al autovehiculului.

2.1 Parametri geometrici ai autovehiculului

Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare , ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendința de dezvoltare se adoptă un autoturism care următoarele caracteristici :

Tabel 2.1

Masa automobilului ( Ga ), face parte din parametri generali ai acestuia și reprezintă suma tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia, precum și greutatea încărcăturii. Suma greutății mecanismelor și agregatelor automobilului reprezintă masa proprie și se notează cu G0 , iar greutatea încărcăturii prescrise reprezintă masa utilă și se notează cu Gu .

Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinată de capacitatea de încărcare, a autovehiculului prevăzută prin tema de proiectare, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare. Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele de persoane și prin sarcina utilă transportată la autovehiculele de bunuri.

Masa proprie este determinată de suma greutăților tuturor sistemelor componente cînd autovehicolul se află în stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are în vedere tendințele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase plastice, materiale compozite, oțeluri de înaltă rezistență, creindu-se posibilități de reducere a masei proprii.

Tabel 2.2

2.2 Repartizarea greutății pe punți.

Repartizarea greutății totale  Ga , pe punțile, respectiv pe roțile autovehiculului, se realizează in funcție de tipul constructiv si destinația autovehiculului. În cazul nostru vom considera puntea spate mai incărcată decat puntea față, deoarece autovehiculul este echipat cu o tracțiune 4×4, cu cuplare manuală, unde puntea față se cuplează numai in funcție de necesitățile conducatorului auto.

Tabel 2.3

Distributia greutății pe punți

Tabel 2.4

Coeficientul de utilizare al greutății:

Tabel 2.5

Calculul pozitiei centrului de greutate in plan longitudinal

Fig 2.1 Repartizarea greutății autovehiculului pe punți

b=G1L/Ga= 1350 mm

a=G2L/Ga= 1650 mm

a+b=L=3000 mm

2.3 Alegerea pneurilor si determinarea razei de rulare.

Dimensiunile si tipul roțiilor au o influență directă asupra dinamicii, economicității, stabilității si capacității de trecere a autovehiculului.

Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, și greutarea ce revine roților din spate și față. Pentru asigurarea unei bune confortabilități puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în față decât în spate.

Fig. 2.2 Dimensiunile geometrice ale pneului

Se adoptă pneuri 205/80 R16 T

Tabel 2.6

2.4 Calculul caracteristicii externe a motorului.

Calitațile dinamice si de tracțiune ale autovehiculului sunt determinate de caracteristica externă a motorului si anume de parametrii principali ai caracteristicii externe, care sunt:

-puterea maximă Pm [W]

-momentul maxim MM [Nm]

-turația corespunzatoare puterii maxime nm [rot/min]

-turația corespunzatoare momentului maxim nM [rot/min]

-consumul specific c [g/kWh]

-consumul orar C [kg/h]

Puterea efectivă:

Momentul efectiv:

Consumul specific:

Consumul orar:

Tabel 2.7

Tabel 2.8

Tabel 2.9

Turația momentului maxim al motorului:

nM=cnm=0.63900= 2340 (rot/min)

Momentul maxim (MM) :

MM= 258,58 (Nm)

Turația de putere maximă (nm):

nm= 3900 (rot/min)

Momentul la puterea maximă (Mm):

Mm= 215,49 (Nm)

Rezultatele calculelor sunt prezentate in tabelul 2.10

Tabelul 2.10

2.5 Stabilirea vitezei maxime a autovehiculului.

Viteza maximă se determină din condiția funcționării motorului după caracteristica externă (sarcina maximă).

Ga – greutatea totală a autovehiculului

f – coeficientul de rezistență la rulare

K – coeficient aerodinamic

S – suprafața frontală maximă

ηtr – randamentul transmisiei

Pvmax – puterea corespunzatoare vitezei maxime

Tabel 2.11

2.6 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale a automobilului (io) se determină din condiția realizării vitezei maxime in priză directă a cutiei de viteze, pe drum orizontal de calitate foarte bună.

r – raza de lucru

nvmax – turația vitezei maxime

vmax – viteza maximă

Tabel 2.12

Coeficientul rezistenței totale:

Ψmax= 0.29

2.7 Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze.

Tabel 2.18

Tabel 2.19

2.9 Demarajul autovehiculului.

Performanțele si calitățile dinamice ale automobilelor sunt puternic influențate de capacitatea de demarare a acestora.

Timpul si spațiul de demarare.

Timpul de demarare td este timpul necesar ca autovehiculul sa atingă 0,9 din viteza maximă, pornind de pe loc, cu schimbarea succesivă a tuturor treptelor de viteze, pe un drum orizontal de calitate foarte bună, încărcat cu sarcină nominală.

Spațiul de demarare Sd este spațiul parcurs de autovehicul pana la 0,9 din viteza maximă in condițiile descrise la definirea  timpului de demarare.

Tabel 2.20

2.10 Bilanțul de putere

Acesta reprezintă echilibrul dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare și se determină cu relația:

Pr – puterea consumată pentru învingerea rezistentelor la rulare

Pp – puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei

Pa – puterea necesară învingerii rezistenței aerului

Pd – puterea necesară învingerii rezistenței la demarare

f – coeficientul de resistență la rulare

K – coeficient aerodinamic

S – suprafața frontală maximă

ηtr – randamentul transmisiei

Tabel 2.21

Tabel 2.22

Tabel 2.23

Tabel 2.24

Tabel 2.25

2.11      Frânarea autovehiculului.

Frânarea este procesul prin care se reduce parțial sau total viteza automobilului. De capacitatea de frânare a automobilului depinde in mare măsură posibilitatea utilizării integrale a vitezei și accelerației acestuia, elemente ce determină viteza medie de exploatare.

Spațiul de oprire este:

So=Sf+v (t1+to)

Tabelul 2.26

Tabelul 2.27

Tabelul 2.28

2.12      Calculul stabilității

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

Stabilitatea autovehiculului este proprietatea acestuia de a se opune alunecarii, patinării și răsturnării.

Stabilitatea transversală la derapare

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

– coeficient de aderență.

Fig. 2.3 Legea de virare Ackermann

Stabilitatea de răsturnare

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

– înălțimea centrului de greutate pentru autovehiculul încărcat;

.

Fig. 2.4 Schema pentru calculul vitezei de răsturnare

Tabel 2.29

Capitolul 3. Calculul ambreiajului.

3.1 Studiul tehnic al soluțiilor constructive posibile pentru ambreiaj și alegerea variantei ce se va proiecta.

Pentru a transmite fluxul de putere și cuplul de la motor la transmisie și implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic. Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.

Ambreiajul servește cuplarea temporară și la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:

Pornirea din loc a automobilului;

În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;

La frânarea automobilului;

La oprirea automobilului cu motorul pornit;

Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:

La pornirea din loc a automobilului;

După schimbarea treptelor de viteză;

Pentru funcționare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

Să permită decuplarea rapidă și completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fără șocuri;

Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală;prire este:

So=Sf+v (t1+to)

Tabelul 2.26

Tabelul 2.27

Tabelul 2.28

2.12      Calculul stabilității

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

Stabilitatea autovehiculului este proprietatea acestuia de a se opune alunecarii, patinării și răsturnării.

Stabilitatea transversală la derapare

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

– coeficient de aderență.

Fig. 2.3 Legea de virare Ackermann

Stabilitatea de răsturnare

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

– înălțimea centrului de greutate pentru autovehiculul încărcat;

.

Fig. 2.4 Schema pentru calculul vitezei de răsturnare

Tabel 2.29

Capitolul 3. Calculul ambreiajului.

3.1 Studiul tehnic al soluțiilor constructive posibile pentru ambreiaj și alegerea variantei ce se va proiecta.

Pentru a transmite fluxul de putere și cuplul de la motor la transmisie și implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic. Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.

Ambreiajul servește cuplarea temporară și la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:

Pornirea din loc a automobilului;

În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;

La frânarea automobilului;

La oprirea automobilului cu motorul pornit;

Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:

La pornirea din loc a automobilului;

După schimbarea treptelor de viteză;

Pentru funcționare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

Să permită decuplarea rapidă și completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fără șocuri;

Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală;

Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruște a automobilului;

Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor și transmisie;

Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcție de principiul de funcționare.Acestea sunt:

Ambreiaje mecanice (cu fricțiune);

Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje);

Ambreiaje electromagnetice;

Ambreiaje combinate;

Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricțiune).la care legătura dintre partea condusă și cea conducătoare se realizează prin forța de frecare.

Părțile constructive ale ambreiajului sunt:

Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului.

Cuprinde:

Carcasa interioară a ambreiajului;

Placa de presiune;

Arcul de presiune.

Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.

Cuprinde:

Discul condus al ambreiajului;

Arborele ambreiajului.

Sistemul de acționare sau comandă – care cuprinde:

Sistemul interior de acționare format din:

Pârghii de debreiere;

Inelul de debreiere;

Rulmentul de debreiere;

Furca ambreiajului.

Sistemul exterior de acționare care poate fi de tip:

Neautomat cu acționare mecanică sau hidraulică;

Neautomat cu servomecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric;

Automate.

Cele mai folosite și răspândite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă (cu arc central).

Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.

Pe lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face și o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcției și a funcționării.

Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influențat de momentul motor transmis, tipul acționării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc.

3.2 Analiza particularităților constructive și funcționale ale ambreiajelor mecanice

Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât și la autoturisme, datorită greutății reduse cât și simplității constructive. Reprezentat în fig. 3.1

Fig. 3.1 Secțiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice.

1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie de debreiere;

7-manșon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitură termoizolantă;

11-carcasă; 12-orificii practicate în volant.

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depășește 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că folosește două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obține o forță de apăsare mai mare cu arcuri mai puțin rigide.

Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularități:

acționarea ambreiajului este mai ușoară deoarece forța necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;

forța cu care arcul diafragmă acționează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 3.2.

Fig 3.2 Schema de organizare constructivă a ambreiajului cu arc central

de tip diafragmă

1-parte conducatoare; 2-volant; 3-suruburi; 4-carcasă; 5-disc de presiune;

6-parghii de decuplare; 7-disc condus; 9-arc central de tip diafragmă;

11-arbore; 13-parghie

Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.

Deoarece automobilele similare prezentate in studiul de nivel sunt echipate cu același tip de ambreiaj și considerându-se și caracteristicile funcționale și constructive ale celor două tipuri de ambreiaje prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragmă.

3.3 Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

În starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat între volant și placa de presiune, placa de presiune fiind apăsată de către arcul diafragmă. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbătorul de viteze, moment care depinde:

Coeficientul de frecare dintre suprafețele de contact;

Presiunea de contact;

Numărul suprafețelor de contact;

Diametrul discului condus;

În timpul funcționării suprafețele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul să transmită momentul și în cazul uzurii suprafețelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adoptă un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului:

unde valoarea coeficientului β se alege în funcție de tipul și destinația automobilului.

Pentru automobilul de proiectat coeficientul β este cuprins între 1.3…1.75. Se alege β=1.5.

Momentul de calcul al ambreiajului este:

Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :

unde:

presiunea de contact p0=0.25 Mpa;

coeficientul de frecare µ=0.3;

numărul suprafețelor de frecare i=2;

raza exterioară a garniturii de frecare .

s-a ales c=0.65.

Se adoptă Re=120 mm și Ri=90 mm.

Se calculează raza medie:

Forța de apăsare, pe discul condus , este:

Atunci presiunea p0 este:

Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreiajului este dat de relația:

unde :

coeficientul de rezistentță specifică a drumului Ψ=0.29;

raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principală și prima treaptă a schimbătorului de viteză it;

randamentul transmisiei ηt=0.94;

greutatea remorcii se consideră Gr=0.

Aria suprafețelor de frecare este:

Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul de calcul este egal cu momentul definit de relația:

Lucrul mecanic de frecare este dat de relația:

unde:

n – turația motorului la pornire se consideră 500..600 rot/min;

k – coeficient de creștere al momentului în timpul cuplării se consideră 30..50 daNm/s;

ψ – coeficientul de rezisență a drumului se consideră 0.29;

Pentru ambreiajul de calculat se consideră:

n=600 rot/min;

k=40 daNm/s;

Deci lucrul mecanic de frecare este:

Lucrul mecanic specific este:

Pe un traseu urban frecvența cuplărilor si decuplărilor este de 100..300 ori. În

timpul cuplării și decuplării ambreiajului o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă în căldură. O creștere a temperaturii în planul de alunecare a garniturilor de la 30 la 100 grade C va mări uzura garniturilor de 2 ori. De aceea vom considera situația pornirii de pe loc.

Vom considera că lucrul mecanic de patinare se află sub formă de căldură în discul de presiune și volant.

Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creșterea de temperatură la

pornirea de pe loc este între 8..15 grade C.

Consideram astfel = 13 grade C

Ambreiajul se verifică la încălzire. Verificarea la încălzire a pieselor ambreiajului se face calculând creșterea de temperatură cu relația:

unde:

-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;

c-căldura specifică a piesei ce se verifică;

m-greutatea piesei care se verifică;

Pentru ambreiajul monodisc coeficientul =0.5, c=500 J/kg0C

Arcul folosit la ambreiajul proiectat este un arc diafragmă.Acest arc poate avea două forme constructive care pot fi folosite: arc diafragmă fără tăieturi după generatoare și arc diafragmă cu tăieturi după generatoare.

Arcul fără tăieturi după generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea pentru mărirea elasticității se folosește arcul diafragmă cu tăieturi după generatoare.

Caracteristica arcului diafragmă, pentru raportul , are porțiuni de rigiditate negativă (la creșterea săgeții la comprimare forța scade). Astfel arcurile diafragmă sunt cele mai răspândite pe automobile.

Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:

ȋnălțimea totală a arcului H;

ȋnălțimea arcului h;

grosimea arcului S;

diametrul de așezare d2;

diametrul exterior al arcului d1;

diametrul interior d3.

Solicitările maxime obținute ȋn arc sunt următoarele:

ȋn arc momentul radial M1 dat de forțele F , Q și forța tăietoare T1 :

ȋn pârghiii momentul ȋncovoietor M2 și forța tăietoare T2 :

Fig 3.3 Dimensiunile principale ale arcului diafragmă

Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni:

diametrul exterior al arcului d1=240 mm;

diametrul interior d3=48 mm;

numărul de pârghii z=18;

diametrul de așezare d2=168 mm;

grosimea arcului s=2 mm;

Rezultă:

momentul radial

forța de debreiere

Forța F determină ȋn secțiunile arcului eforturi unitare axiale σt . Deoarece celelalte eforturi ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortul σt , atunci calculul de rezistență se face numai pentru acest efort unitar, folosind relația:

unde:

E – modulul de elasticitate al materialului;

µ – coeficientul lui Poisson;

f – deformația arcului ȋn dreptul diametrului d2;

s – grosimea discului;

k1, k2, k3 – coeficienți de formă ce au relațiile;

Pe baza relațiilor rezultă efortul unitar maxim:

unde s-au considerat:

h=5 mm;

s= 3 mm;

f=h=5 mm

Pentru calculul deformațiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relații:

q=q1+q2

unde:

unde s-au considerat:

coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;

numărul de pârghii z;

momentul de inerție al secțiunii lamelei

Atunci deformația ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=8.33+22.14=30.47 mm

Deformația arcului ȋncărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferințele de diametre d1 și d2 se face după relația:

Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea acestei caracteristici deformația arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul 2.1, și se va trasa caracteristica elastică a arcului.

Tabelul 2.1

Fig 2.4 Caracteristica de elasticitate a arcului

3.4 Calculul discului de presiune.

Funcțional discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forțelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafața de frecare. Este o componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.

Predimensionarea discului de presiune se face din condiția preluării căldurii revenite în timpul patinării ambreiajului.

Considerând discul de presiune un corp cilindric cu următroarele dimensiuni:

Raza exterioară red=Re+(3..5) mm

Raza interioară rid=Ri-(3..5) mm

Înălțimea discului h

Pe baza acestor relații rezultă:

Raza exterioară red=Re+(3..5)=120+5=125 mm

Raza interioară rid=Ri-(3..5)=90-5=85 mm

Înălțimea discului

unde:

– masa specifică a discului de presiune;

– căldura specifică a piesei ce se verifică; c=500 J/kg0C

– creșterea de temperatură;

– lucrul mecanic pierdut prin frecare;

red – raza exterioară a discului;

rid – raza interioară a discului;

-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;

3.5 Calculul discului condus.

Calculul discului condus constă în următoarele:

Verificarea canelurilor butucului;

Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc;

Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare;

Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar;

Verificarea canelurilor butucului

Canelurile butucului se verifică la forfecare și strivire exact la fel ca la arborele ambreiajului.

Verificarea la strivire:

Din STAS 1770 se aleg dimensiunile nominale ale canelurii cu profil dreptunghiular 10x26x32

unde:

z – numărul de caneluri; z=10 caneluri;

l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di = 1.432=45mm;

h – înălțimea canelurilor; se adoptă h=4 mm;

di – diametrul de fund ale canelurilor; di= 26 mm;

de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=32 mm;

Rezultă:

Canelurile se mai verifică și la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relația:

unde:

z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=10 caneluri;

l – lungimea canelurilor se recomandă l=45 mm;

b – lățimea canelurilor; se adoptă b=4 mm;

di – diametrul de fund ale canelurilor; di= 26 mm;

de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=32 mm;

Rezultă:

Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc

Discul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecționate din OL34 sau OL 38 și au un diametru cuprins între 6..8 mm.

Niturile se verifică la strivire și forfecare.

Verificarea niturilor la forfecare se face după relația:

unde:

– raza cercului pe care sunt dispuse niturile;

– numărul de nituri;

– secțiunea tranversală a nitului;

Se alege diametrul nitului dn=7 mm, numărul de nituri zn=16 nituri, , rn=110 mm

Rezultă:

Verificarea la strivire se face după relația:

unde:

– raza cercului pe care sunt dispuse niturile;

– numărul de nituri;

– diametrul nitului;

– lungimea părții active a nitului;

Rezultă:

Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare

Niturile de fixare a garniturii de frecare se verifică deasemenea la forfecare și strivire. Acestea sunt confecționate din același material ca și niturile de prindere a discului condus.

Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Fig. 3.5. Schema de calcul pentru elementul elastic al discului condus

Acest calcul se face punând condiția ca momentul Me care comprimă arcurile până la opritori să fie, în general egal cu momentul generat de forța de aderență ale roților motoare ale automobilelor.

unde:

sarcina dinamică ce revine punții motoare;

– coeficient de aderență ;

– raza roții de rulare;

– raportul de transmitere al transmisiei principale;

– raportul de transmitere al primei trepte de viteză;

Rezultă: .

Forța Fe care solicită un arc este dată de relația:

unde:

– numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă

– raza de dispunere a arcurilor; se adoptă

Rezultă: .

Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc și în butuc. Lungimea ferestrei lf se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.

Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: lf=25..27 mm,

Re =40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1,50.

3.6 Calculul arborelui ambreiajului

Dimensionare arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la torsiune determinată de momentul motor.

Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relația:

unde:

– diametrul de fund al canelurilor;

– efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune și este cuprins între

.

Rezultă diametrul

Se adoptă .

Atât canelurile arborelui și cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Verificarea la strivire în cazul ambreiajului monodisc se face după relația:

unde:

z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=10 caneluri;

l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =45 mm;

h – înălțimea canelurilor; se adoptă h=4 mm;

di – diametrul de fund ale canelurilor; di=26

de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=32 mm;

Rezultă:

Canelurile se mai verifică și la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relația:

unde:

z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=10 caneluri;

l – lungimea canelurilor se recomandă l= Di =45 mm;

b – lățimea canelurilor; se adoptă b=4 mm;

di – diametrul de fund ale canelurilor; di=26

de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=32 mm;

Rezultă:

3.7 Calculul elementelor de fixare și ghidare.

În timpul rotației discul de presiune este solidar cu volantul motorului, având în același timp posibilitate deplasării axiale. Această legătură dintre volant și discul de presiune se face, de regulă, prin intermediul carcasei ambreiajului.

În general, în cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivirea suprafețelor de legătură și carcasă sau dintre disc și bolțuri.

Fig. 3.6. Schema de calcul pentru elementele de fixare și ghidare ale discului de presiune

Presiunea specifică de strivire se determină cu relația:

unde:

z – numărul de reazeme sau bolțturi de ghidare;

R – raza cercului pe care se află bolțurile;

A – aria de strivire ;

Rezultă:

3.8 Calculul și proiectarea sistemului de acționare al ambreiajului.

Sistemul de acționare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, față de sistemul de acționare mecanic, prezintă o serie de mai multe avantaje, cum ar fi:

limitează viteza de deplasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului și prin aceasta ȋncărcările transmisiei;

randament ridicat;

posibilitatea dispunerii ȋn locul dorit fără complicații constructive.

Un tip de sistem de acționare hidraulic este prezentat ȋn figura 3.7.

Fig.3.7 Sistem de acționare hidraulic al ambreiajului.

Fig 3.8. Schema sistemului de actionare hidralic al ambreiajului

Conform principiului lui Pascal rezultă relația:

unde:

d1 – diametrul cilindrului de acționare;

d2 – diametrul cilindrilui de receptor.

Forța F2 se determină plecând de la forța F de apăsare asupra discurilor:

Forța F1 ȋn funcție de forța de la pedală:

Ȋnlocuind rezultă forța la pedală:

unde:

– raportul de transmitere mecanic

– raportul de transmitere hidraulic

– randamentul sistemului hidraulic

Cunoscând cursa totală a manșonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relația:

ȋn care

unde:

– cursa liberă a manșonului ;

– jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafețe de frecare pentru o decuplare completă a ambreiajului;

– raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere;

– numărul suprfețelor de frecare.

Se adoptă: , , , i=2.

Rezultă

Se poate calcula cursa cilindrului receptor: cu .

Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrul receptor:

Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm.

Atunci rezultă: .

Deoarece presiunea de lucru este redusă și conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2.

Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relația:

Alegem un raport dintre .

Cu acesta rezultă: .

Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este:

Se adoptă , rezultă

Forța la pedală nu trebuie să depășească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forța la pedală este:

unde s-au considerat

raportul de transmitere mecanic ;

raportul de transmitere hidraulic ;

randamentul sistemului hidraulic .

Capitolul 4. Cutia de distribuție.

4.1 Destinația reductorului-distribuitor

La autovehiculele care au mai multe punți motoare este nevoie de o cutie de distribuție. Aceasta are rolul de a transmite mișcarea  de la cutia de viteze spre punțile motoare. Pentru transmiterea momentului motor la toate puntile motoare, automobilele sunt echipate cu un distribuitor sau un reductor-distribuitor.

Fig. 4.1 Transmisia unui autovehicul cu 2 punți motoare

Cutia de distribuție îmbunătățește considerabil capacitatea autovehiculului de a circula pe drumuri neamenajate sau chiar în afara acestora (off road ).

Distribuitorul are rolul de a distribui momentul motor la puntile motoare fara insa al modifica.

Reductorul-distribuitor are rolul de a distribui momentul motor la puntile motoare si in acelasi timp il si modifica. In general reductorul-distribuitor este prevazut cu doua trepte, permitand dublarea numarului de trepte ale cutiei de viteze. In majoritatea cazurilor una din trepte are raportul de transmitere egal cu unitatea, iar a doua variabil intre 1,7 si 2,8. Prin marirea raportului de transmitere si folosirea integrala a greutatii ca greutate aderenta, automobilul va putea sa urce pante de 50–60 %, va putea trece prin terenuri grele.

4.2 Alegerea tipului de cutie de distribuție pentru autovehiculul proiectat.

Se alege un distribuitor simplu cu posibilitatea de cuplare a punții față printr-o mufa de cuplare. Carterul distribuitorului (fig. 3.2.) este fixat de carterul cutiei de viteze, iar arborele secundar 2 al cutiei de viteze este in acelasi timp si arbore primar al distribuitorului. Transmiterea momentului la puntea din spate se face direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, iar la puntea din fata de la arborele secundar 7 al distribuitorului. Pentru cuplarea punții din față , mufa 6 se deplasează spre stânga pâna când dantura sa interioara va cupla cu dantura auxiliară a roții 5 solidarizând-o cu arborele 7.

Fig. 4.2. Distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea puntii din față:

1 – roata dințată a arborelui intermediar; 2 – arbore primar; 3 – roata dințată a arborelui primar; 4 – arbore intermediar; 5 – roata dințată a arborelui secundar;

6 – mufă de cuplare; 7 – arbore secundar;

4.3 Calculul cutiei de distribuție.

Date de proiectare

Turația pinionului:

raportul de transmitere din cutia de viteza in treapta I – a

Turația motorului la moment maxim

Raportul de angrenare:

Momentul de torsiune la pinionul angrenajului:

momentul maxim al motorului

randamentul cutiei de viteză

Momentul de torsiune la roata condusă a angrenajului:

Turația roții conduse:

Distanța dintre axe:

Se adopta:

din STAS 6055

Diametrul arborelui primar:

Se adoptă

Diametrul arborelui intermediar:

Se adoptă

Diametrul arborelui secundar:

diametrul interior al arborelui

diametrul exterior

Seria mijlocie

din STAS 1769 z x d x D

Condițiile de functionare ale angrenajului:

Numarul de cicluri de solicitare a flancului dintelui, la o rotatie completă,

pentru pinion, respectiv pentru roata condusa

Profilul cremalierei generatoare:

Alegerea otelurilor, tratamentelor aplicate si a tensiunilor limită:

4.4 Calculul de dimensionare si de verificare:

Se adoptă

Se adoptă

Calculul de dimensionare si verificare

Raportul real de angrenare:

Latimile preliminare ale rotilor b1,2:

-se adoptă:

Modulul danturii:

se standardizează Din STAS 822 adică:

Distanța dintre axele de referință:

Unghiul de presiune in plan frontal :

Unghiul de inclinare al danturii in plan normal :

=>

Unghiul real de angrenare in plan frontal,respectiv normal :

=>

=>

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

Se calculează urmatoarele involute :

=>

=>

Atunci coeficientul deplasării de profil este:

=>

Alegerea coeficientului deplasării de profil pentru pinion si roată in plan normal:

=>

– in plan normal

=>

– in plan normal

Coeficientul deplasarii de profil pentru pinion si roata condusă in plan frontal :

=>

– in plan frontal

=>

– in plan frontal

Diametrele cercurilor de divizare :

4.5. Elementele geometrice ale rotilor dințate :

=>

=>

Diametrele cercurilor de bază :

=>

=>

Diametrele cercurilor de rostogolire :

=>

=>

=> Se verifica conditia :

=>

Diametrele cercurilor de cap:

Se definește profilul cremalierei de referintă cu urmatorii termeni :

=>

=>

Diametrele cercurilor de picior :

=>

=>

-unghiul de înclinare a danturii pe cercul de bază

-pasul danturii in plan normal respectiv in plan frontal

-pasul pe un cerc oarecare (de bază) in plan frontal:

-arcul dintelui pe cercul de divizare in plan normal, respectiv in plan frontal:

Elementele angrenajului echivalent:

-numerele de dinți ale roților echivalente:

-diametrele cercurilor de divizare ale roților echivalente:

-diametrele cercurilor de bază ale roților echivalente:

-diametrele cercurilor de cap ale roților echivalente:

-distanța dintre axe a angrenajului echivalent:

-gradul de acoperire al angrenajului echivalent:

4.7.Verificarea condițiilor de funcționare corectă a angrenajului:

-condiția de evitare a interferenței:

-gradul de acoperire al angrenajului in plan frontal, gradul de acoperire suplimentar,

respectiv total:

-condiția de evitare a ascuțirii dintelui :

-unghiul de înclinare al danturii pe cercul de cap :

-unghiul de presiune al danturii pe cercul de cap :

-arcul dintelui pe cercul de divizare în plan normal, respectiv în plan frontal :

-arcul dintelui pe cercul de cap in plan frontal, respectiv normal :

Se verifică condițiile :

>=

>=

-viteza periferică pe cercul de divizare :

Alegerea treptei de precizie și a procedeului tehnologic de execuție a roților dințate:

Se adoptă treapta de precizie 9; danturare prin frezare cu freză melc.

-alegerea rugozitătii flancului si a zonei de racordare :

,pentru flanc;

,pentru zona de racordare.

Alegerea lubrifiantului :

Se adoptă uleiul TIN 125 EP, cu viscozitatea cinematică de :

(cSt)

Determinarea tensiunilor și verificarea angrenajului

Determinarea factorilor specifici angrenajului

-factorul de elasticitate al materialelor roților :

-factorul zonei de contact si factorul de formă al dintelui pentru solicitarea de încovoiere :

Pentru dimensionare :

-factorul de corectie a tensiunilor de încovoiere la baza dintelui :

-factorii înclinării dintilor pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

>

-factorii gradului de acoperire pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

-factorul dinamic se adoptă functie de viteza periferică a pinionului, numărul de dinti

ai pinionului si trepta de precizie :

-factorii de repartizare a sarcinii pe lățimea danturii pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

-factorii de repartizare a sarcinii în plan frontal, pe perechile de dinți aflate simultan

în angrenare, pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

-factorul de corecție a tensiunii de încovoiere la roata etalon de încercat :

-factorul relativ de sensibilitate al materialului la concentratorul de tensiuni de la baza dintelui, la durabilitate nelimitatã (factorul de reazem) :

-factorii durabilității pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

-unde ce+c+r reprezintã tratamentul termic:

cementare+cãlire+revenire joasã;

-se vor alege urmãtoarele valori :

-coeficienții de siguranță minimi pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

Pentru sigurantã normalã în functionare ( probabilitate de defectare<=1% ) se adoptã :

-factorul de ungere se alege în funcție de tensiunile limitã minime si vîscozitatea cinematicã a uleiului :

-factorii rugozitătii flancurilor pentru solicitarea de contact, respectiv de încovoiere :

-factorul de vitezã pentru solicitarea de contact :

-factorii de mãrime :

– factorul raportului duritãților flancurilor dinților :

– factorul de angrenare, corespunzator punctului interior de angrenare unipară pentru pinion:

– factorul de angrenare, corespunzator punctului interior de angrenare unipară pentru roata condusă:

Tensiunile limită la solicitarea de contact

Tensiunile limită la solicitarea de încovoiere

Pentru pinion

Pentru roata condusă

Tensiunile efective la solicitarea de contact

Tensiunile efective la solicitarea de încovoiere

Pentru pinion

Pentru roata condusă

4.8 Stabilirea forțelor din angrenaje

Forțe tangentiale

Forțe radiale

Forțe axiale

Stabilirea schemelor de încarcare cu forțe ale arborilor in cele două plane H si V

Arborele primar

Arborele intermediar

Determinarea reacțiunilor din lagăre pentru arborele primar

Pentru arborele intermediar

Determinarea reacțiunilor din lagăre

Trasarea diagramelor de momente încovoietoare in cele două plane

pentru arborele intermediar (arbore cel mai solicitat)

Verificarea arborelui intermediar la solicitări compuse

Tensiunea echivalentă

pentru ciclu alternant simetric

Verificarea montajului cu rulmenți, dupa capacitatea dinamică de încarcare

Stabilirea fortelor axiale suplimentare

Se aleg rulmenți cu role conice

Durabilitatea rulmentului

Pentru autoturisme Lh =2000…..4500 ore

Capacitatea de încarcare necesară

Durabilitatea asigurată de rulment

Durata de functionare asigurată

Capitolul 5.Studiu de nivel privind mecanismele de ghidare a roților

5.1 Rolul suspensiei autovehiculelor

Suspensia automobilului este destinată să atenueze sarcinile dinamice ce se transmit de la drum să imprime oscilațiilor caracterul dorit și să transmită forțele care acționează asupra roților și cadrului.

Fig. 5.1 Suspensia autovehiculelor

Oscilațiile ce apar la trecerea automobilului peste neregularitățile drumului influențează calitățile tehnice de exploatare ale acestuia, în primul rând caracterul de mers lin al acestuia, calitățile de tracțiune, stabilitatea ,maniabilitatea și durabilitatea.

Suspensia automobilelor este compusă din elementele elastice, dispozitivele de ghidare, și elementele de amortizare.

Elementele elastice contribuie la micșorarea sarcinilor, dinamice verticale, provocând oscilațiile caroseriei de amplitudine și frecvențe cât mai suportabile pentru pasageri și care să nu dăuneze încărcăturii care se transportă.

Dispozitivele de ghidare transmit componentele orizontale ale forțelor dintre roți și drum, și momentele acestor forțe la caroserie ,determinând și caracterul deplasării roților în raport cu caroseria automobilului și în raport cu drumul.

Condițiile principale pe care trebuie să le îndeplinească suspensia unui automobil sunt următoarele :

Să aibă o caracteristică care asigură un confort corespunzător , cu înclinări transversale reduse fără lovituri în tampoanele limitatoare și cu o stabilitate bună .

Caracteristica amortizorului să corespundă cu cea cerută de confortabilitate.

Să asigure transmiterea forțelor orizontale și a momentelor reactive de la roată la caroserie

Să aibă o durabilitate indelungată elementele elastice , care fac parte din elementele cele mai solicitate ale automobilului.

Să aibă o greutate minimă .

Pentru asigurarea unui comfort corespunzător, parametrii suspensiei trebuie să fie aleși ținăndu-se seama de anumite condiții și anume:

Frecvența oscilațiilor proprii pentru autoturisme să fie de 50-70 oscilații pe minut.Frecvența oscilașiilor proprii depinde de săgeata statică a suspensiilor și a pneurilor și poate fi determinată cu relația :

ν =300/√f [oscilații/minut]

în care f=fs+fp [cm] este săgeata statică datorită suspensiei fs și pneurilor fp.

Rigiditatea elementelor elastice a suspensiei să fie pe cât posibil mai reduse pentru a rezulta frecvențe proprii mici.

Amortizarea oscilațiilor trebuie să fie suficientă astfel încât după o perioadă amplitudinile să se micșoreze de 3 până la 8 ori.

Indicele de bază al mersului lin al unui automobil este valoarea medie pătratică a accelerațiilor verticale măsurate în locuri caracteristice.(STAS 6926/13-74).

Suspensiile automobilelor se clasifică după tipul dispozitivului de ghidare , după tipul elementului elastic și după tipul caracteristicii suspensiei .

După tipul dispozitivului de ghidare suspensiile pot fi dependente și independente

Fig. 5.2 Tipuri de suspensie

a) Suspensie dependentă b) Suspensie independentă

Suspensia dependentă este caracterizată printr-o legătură rigidă între roțile din dreapta și din stânga , iar ridicarea sau coborârea unei roți , produsă de denivelările căii , provoacă schimbarea poziției și pentru cealaltă roată.

La suspensia independentă lipsește legătura directă dintre roțile automobilului iar schimbarea poziției unei roți nu influențează și cealaltă roată.

Suspensia independentă prezintă față de suspensia dependentă avantajele : îmbunătățirea confortului prin reducerea masei nesuspendate ; ținuta de drum mai bună deoarece deplasările roților nu se influențează reciproc; micșorarea oscilațiilor de ruliu ale caroseriei și mărirea stabilității automobilului.

După tipul elementului elastic, suspensiile se clasifică în suspensii cu elemente : metalice, pneumatice, hidropneumatice și mixte.

După tipul caracteristicii elastice suspensiile pot fi : suspensii cu caracteristică liniară (a.) și suspensii cu caracteristică în trepte (b.) sau progresivă (c.)

Fig.5.3 Caracteristica elastică a suspensiilor

În funcție de cum se comportă suspensia avem:

Suspensie Pasivă

Sub aceasta denumire putem include toate sistemele de suspensie convenționale/tradiționale. Principala caracteristică a acestora este aceea că odată instalate pe masină, parametrii suspensiei (duritate, gardă la sol) nu pot fi controlați din exterior. Toate arcurile si amortizoarele tradiționale sunt considerate elemente de suspensie pasivă.

Suspensii Reactive

Toate sistemele de suspensie tradiționale sunt de asemenea reactive. Când o roată trece peste o denivelare, schimbarea de poziție a acesteia determină suspensia să se comprime sau să se extindă, ca raspuns. Într-un mod asemăntor, virarea, frânarea sau accelerația determină mișcări ale suspensiei, permitând caroseriei să se încline lateral sau față/spate. În acest grup putem include sisteme de suspensie ce sunt capabile sa controleze garda la sol în funcție de schimbările în greutate sau în forțele aerodinamice. Acest sistem este de asemenea capabil să reacționeze la încărcari interne, precum balansul lateral, și să contracareze efectele. Un exemplu de sistem pasiv-reactiv este Kinetic RSF de la Tenneco. Acesta are o interconexiune pasivă ce facilitează împărtirea egală a incarcaturii intre roți și simplifică astfel mulți parametri de design si solutii constructive, cum ar fi modificarea tăriei suspensiei pe o sigură roată pentru a controla balansul lateral.

Suspensia semi-activa

Principală caracteristică a sistemului semiactiv o reprezintă capcitatea suspensiei de a-și schimbă continuu coeficientul de amortizare, făcând amortizorul mai dur sau mai moale, în funcție de starea drumului. Acest lucru se realizează prin conectarea la o unitate electronică de control a 4 amortizoare cu coeficient de amortizare reglabil. Uneori, în afară de soluția tandemului cu un arc tradițional, aceste amortizoare pot fi combinate/împerecheate cu diferite soluții de reglare automată a gărzii la sol, precum și cu sisteme tip Hydropneumatic, Hydrolastic, sau Hydragas.

Principalele avantaje ale suspensiei semiactive sunt:

Garda la sol reglabilă, optimizată pentru comfort si manevrabilitate

Posibilitatea de a regla tăria suspensiei

Suspensia se va regla automat in funcție de condițiile de drum

Dimensiuni similare cu sistemele de suspensie tradiționale

Suspensia activa

Sistemul de suspensie activă are capacitatea de a-și ajusta parametrii de funcționare în mod continuu în funcție de condițiile de drum. Sistemul monitorizeaza constant diferiți parametri și îi reglează singur. Sistemul de suspensie activ are un computer care comandă către fiecare roată cînd, în ce direcție, ce distanță și cît de repede să se miște. Computerul ia aceste decizii prin intermediul unei rețele de senzori care măsoară spre exemplu, viteză mașinii, accelerările laterale și longitudinale și forțele de accelerare pe fiecare roată. După această computerul trimite comandă la roată pentru a obține direcția ideală în situația existența.Soluțiile de amplasare ale amortizorului depind de construcția sistemului de suspensie.

Suspensia traditională

În această configurație amortizorul nu este o parte structurală a sistemului de suspensie. Această înseamnă că dacă ar fi stricat sau chiar ar lipsi, este totuși posibil că mașina să poată fi condusă pînă la primul service pentru a fi reparată. În această situație poziția roții (dată de brațul inferior și superior) precum și înălțimea sașiu și șosea (dată de arcul) va rămîne la fel. La sistemul tradițional de suspensie amortizorul și arcul sunt întotdeauna montate separat. Amortizorul folosite în acest sistem de suspensie se numește Amortizor tradițional. Cele mai des întilnite soluții de fixare a amortizorului sunt:

Tip bucsă / bucsă

Tip bucsă / tijă filetată

Tip tijă filetată / tijă filetată

Tip tijă filetată / Tip suport U

Suspensia MacPherson

Amortizoarele pot fi folosite la ambele punți ale automobilului sau numai la puntea din față, soluția întâlnită mai ales la autocamioane. Principiul de funcționare a amortizorului hidraulic se bazează pe transformarea energiei mecanice a oscilației în energie termică. Majoritatea amortizoarelor sunt cu dublă acțiune, lucrând în ambele sensuri, și anume la apropierea roților caroserie opun rezistentă mică, la depărtarea roților de caroserie opun rezistentă mai mare.

Principalele avantaje ale suspensiei McPherson sunt simplitatea ei si dimensiunile compacte . Cu roți independente, ea permite un control mai precis al mișcărilor roții , absoarbe șocurile și vibrațiile și crește confortul.
Când întâlneste un obstacol (capace de canalizare, linii de tramvai, suprafete denivelate etc.) roata absoarbe șocul si în acelasi timp menține stabilitatea maximă pe directie, în liniile dreaptă sau în curbă. Ea îmbunatateste redresarea masinii dupa manevre bruste de directie si sporeste echilibrul general.

Fig. 5.4 Punte față cu suspensie MacPherson

5.2.Funcțiunile mecanismului de ghidare

Să asigure o cursă a suspensiei suficient de mare, să ghideze roata la miscarea relativă fătă de caroserie, sa nu permită ruliul (in jurul axei longitudinale), sa permită cât mai puțin mișcarea de tangaj, să asigure o cinematică corectă a direcției la oscilațiile automobilului datorită deformațiilor elastice ale suspensiei. Fiecare mecanism de ghidare are un limitator de cursă, un tampon de cauciuc.

Să mentină unghiul de cădere cât mai aproape de valorile optime

Să diminueze variațiile ecartamentului

Să permită diminuarea mișcărilor de tangaj

Are rolul de a realiza o legatură corectă a roților cu caroseria

Trebuie să permită anumite miscări sau sa îngrădească altele

Trebuie să asigure o poziție ridicată a centrului instantaneu de ruliu al caroseriei pentru ca efectul acestuia să fie diminuat

Să fie suficient de rezistent pentru a prelua forțele maxime ce apar în timpul deplasării

Împreună cu mecanismul de corelare a direcției trebuie să asigure geometria corectă roții.

5.3. Geometria direcției și posibilități de reglare

Unghiurile roții

Unghiurile de pozitie ale roții directoare si ale pivotului

Unghiul de cadere: exprimă înclinarea transversală a roții in raport cu verticală;unghiurile de cădere a roților de pe aceeasi punte trebuie să fie egale, admițându-se abateri de maxim 30’.

Unghiul de convergență: arată abaterile unghiulare ale planului longitudinal de simetrie ale roților față de axa mașinii.Valorile obținute la masurarea convergenței nu trebuie sa difere in funcție de incărcătura vehiculelor;diferențele mari sunt semnele unor jocuri in timoneria sitemului de directie.Se acceptă 25’ ca diferență maximă între convergențele măsurate cu masina încărcată si cu ea goala.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului fuzetei: se formeaza intr-un plan perpendicular pe direcția de deplasare a mașinii intre verticala si axa pivotului.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului fuzetei: reprezintă înclinarea spre față mașinii a axei pivotului. El trebuie să aibă valori egale la cele două roți admițându-se diferențe foarte mici.

Unghiurile maxime cu care se rotesc roțile directoare pornind de la poziția neutră se numește unghi de bracaj. După cum se știe, ele nu sunt identice pentru ambele roți; roata din interiorul virajului parcurge un unghi mai mare decât cealaltă.

Fig. 5.5 Unghiurile rotilor

a) unghi de cadere b) unghi de înclinare transversală a pivotului c) unghi de fugă

fff

Fig.5.6 Axele rotii si pivotului suspensiei MacPherson

5.4. Unghiurile pivotului

Pivoții prezintă două înclinări si anume o înclinare longitudinala cu unghiul β și o înclinare transversală cu unghiul δ. De asemenea roțiile de direcție prezintă două înclinări : o înclinare cu unghiul de cădere sau stabilitate α și o înclinare cu unghiul de convergență.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului β este unghiul format de axul pivotului și un plan vertical perpendicular pe suprafața drumului (figura 5.7).

Existența acestui unghi:

asigură revenirea roților la deplasarea în linie dreaptă după ce acestea au fost bracate pentru a efectua un viraj, prin generarea unui moment stabilizator;

îmbunătățește stabilitatea roților de direcție prin asigurarea revenirii acestora la poziția de rulare în linie dreaptă;

mărește efortul la volan în momentul virării, prin aceasta micșorând manevrabilitatea autovehiculului.

În funcție de tipul autovehiculului unghiul de înclinare transversală a pivotului are valori de: 3÷10°, valorile mai mici fiind pentru autovehiculele grele.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului γ (unghiul de fugă) este unghiul format de axul pivotului și un plan vertical ce trece prin axul roții (figura 4.7).

Acest unghi:

asigură stabilitatea roților de direcție prin dezvoltarea unui moment stabilizator;

asigură revenirea roților la deplasarea în linie dreaptă după ce acestea au fost bracate pentru a efectua un viraj;

micșorează manevrabilitatea autovehiculului prin mărirea efortului la volan în momentul virării.

Pentru majoritatea construcțiilor valorile acestui unghi sunt cuprinse între: 0÷5°.

Fig. 5.7 Unghiurile de înclinare ale pivotului roții

4.5. Deportul pneumatic, longitudinal și transversal

Deportul – este distanta dintre punctul de intersectie al axei pivotului cu solul si punctul de 0° sau verticala realã. Deportul este prevãzut la proiectarea vehiculului. Astfel, el nu se mãsoarã si nu se regleazã.

Față de axa pivotului axa față de care se rotește roata în timpul bracării forțele care apar în partea de contact a roții pot să dea un moment stabilizator care va tinde să rotească roțile directoare aducandu-le într-o poziție de echilibru.

Forțele laterale care apar atunci când roțile sunt bracate tind să rotească roțile directoare astfel încât să le aducă în direcție corespunzătoare mersului în linie dreaptă. Brațul forței este egal cu proiecția lungimii însumate a deportului pneumatic pozitiv longitudinal față de axa pivotului.

La autocamioane, constructorii americani păstrează un unghi de fugă zero dar mută axa pivotului mai în față, realizând astfel un deport longitudinal

Deportul transversal este pozitiv dacă axa pivotului înțeapă solul între cele două roți ale aceleași punți Orice bracare a roții va avea ca efect tendința pneului de a intra în calea de rulare, aceasta va duce la ridicarea caroseriei

Un deport pozitiv dă o informare corectă conducătorului auto despre roata care e mai solicitată longitudinal. Deportul pneumatic aduce complicații mari constructive deoarece punctul de prindere a port fuzetei de brațele mecanismului de ghidare trebuie inpins mult în roată.

4.6. Tipuri de mecanisme de ghidare studiate

Exemple de mecanisme de ghidare studiate

Clasificarea mecanismelor de ghidare, se face dupa tipul punții si după caracteristica elementelor elastice:

-după tipul punții se clasifică in suspensii;

-cu roți dependente

-cu roți independente (fiecare roata este in legatură cu cadrul sau caroseria)

-în funcție de tipul caracteristicii elastice suspensiile se clasifică in suspensii;

-cu caracteristică elastică liniară

-cu caracteristică elastică neliniară.

-Caracteristica lineară a unei suspensii reprezintă variația deformației a elementului elastic in funcție de sarcina care produce această săgeată.

Fig.5.8. Mecanism de ghidare de tip MacPherson

La deplasarea automobilului, neregularitățile drumului,produc oscilații ale roților care se transmit punților. Suspensia automobilului realizează legătura elastică cu amortizoare între punțile automobilului și cadru sau caroserie, micșorând sarcinile dinamice și amortizând vibrațiile rezultate în urma acțiunii componentelor verticale ale forțelor de interacțiune dintre roți și drum.

Viteza de deplasare a automobilului pe drumuri cu suprafața neregulată este limitată în primul rând de calitățile suspensiei și în al doilea rând de puterea motorului.

Confortabilitatea automobilului este determinată, în principal, de suspensie.

Prin confortabilitate se înțelege proprietetea automobilului de a circula timp îndelungat cu vitezele permise de caracteristicile dinamice fără ca pasagerii să aibă senzații neplăcute sau să obosească repede și fără ca automobilul sau marfa transportată să fie supusă distrugerii.

Prin imprimarea caracterului dorit al oscilațiilor, suspensia, alături de mecanismul de ghidare al punții, influențează maniabilitatea, manevrabilitatea, și stabilitatea automobilului, elemente care împreună definesc ținuta de drum a automobilului.

Cinematica roților la trecerea peste denivelările căii, și a masei suspendate față de cea nesuspendată, la variația sarcinilor din plan vertical, sunt determinate de tipul de ghidare al mecanismului punții.

Caracterul acestor mișcări este determinat de suspensia automobilului, prin elementele sale elastice și de amortizoare.Pentru asigurarea unui confort corespunzător, parametrii suspensiei trebuie să fie aleși ținându-se cont de anumite condiții stabilite la teoria suspensiei,și anume:

-amplitudinea masei suspendate se reduce cu atât mai mult cu cât raportul dintre masa suspendată și cea nesuspendată este mai mare. Acesta explică avantajul punților articulate față de cele rigide și generalizarea primelor tipuri la automobilele cu confort sporit.

-pulsația oscilațiilor proprii ale sistemului este cu atât mai mică cu cât rigiditatea elementului elastic este mai mică, adică arcul este mai elastic.

-rigiditatea punții din față să fie mai mică decât cea a punții din spate.

În timpul mersului, automobilul abordează obstacolele prin roțile din față, iar după o întârziere, dată de timpul de parcurgere al ampatamentului, de puntea din spate. În acest caz,cu toată întârzierea atacului punții din spate, roțile din spate ajung din urmă în mișcarea verticală roțile din față, deoarece perioadă lor de oscilație este mai scurtă și se anulează oscilațiile de galop (oscilațiile în plan longitudinal).

Comportamentul la săltare

Rotile unei punti pot fi conectate la caroseri in doua moduri de baza:

-ca roți independente – folosesc punți articulate

-ca roți dependente – folosesc punți rigide

Un corp in spațiu are șase grade de libertate: trei de translatii si trei de rotatii Mișcările unui autovehicul sunt considerate față de un sistem de referință standardizat I.S.O.

-axa x paralelă cu drumul și pe direcția inainte

-axa z perpendiculară pe drum și in sus

-axa y paralelă cu drumul spre stanga

Miscarea pe axa lui z se numește mișcare de saltare. În cazul unei roți independente mecanismul de ghidare trebuie să asigure doar miscarea de săltare, aceasta miscare sus jos va fi folosită pentru comprimarea arcului, celelalte grade vor fi anulate. Anulăm două translații, trei rotații ,permitem translație pe axa x. Anularea gradelor de libertate nedorite se face prin utilizarea unor mecanisme cu bare cat mai rigide.

În cazul in care folosim o punte rigidă trebuie să se asigure un grad de libertate toate pentru fiecare roată pentru punte aceasta înseamnă ca trebuie sa-i permită saltarea pe axa z si rotație după axa x Comportamentul la săltare practic este influențat de nivelul de uzură al telescopului.

La obstacole arcul amortizează la apăsare iar amortizorul la săltare.

Rigiditatea punții din față să fie mai mică decât cea a punții din spate.

Oscilațiile sunt mai mici cu cât rigiditatea elementului elastic este mai mică, adică arcul este mai elastic.

La o încărcătură mai mare a autovehiculului oscilațiile se reduc.

Reducerea șocurilor și oscilațiilor automobilului, în scopul îmbunătățirii confortabilității, este o problemă complexă și necesită o analiză a cauzelor care le-a produs. Pentru aceasta este necesară clasificarea vibrațiilor care apar în regimul de mers al automobilului:

vibrații de translație:

• de svâcnire

• de derapare

• de săltare

vibrații de rotație:

• de leganare (ruliu)

• de tangaj

• de răsucire (girație).

Comportamentul la ruliu

Miscarea de ruliu este înclinarea caroseriei spre stanga sau dreapta, duce automat la deplasari ale centrului de greutate către exteriorul virajului aceasta fiind echivalenta cu o încarcare defectuoasă și implicit la distribuirea pe roți,asfel se modifică unghiul de cădere si se ajunge asfel la pierderea aderenței.

Poziția centrului instantaneu de ruliu (sau tangaj) al punții

Poziția centrelor instantaneede rotație depinde de tipul mecanismului de ghidare al punții.

Poziția axei de rotație a părții suspendate depinde de poziția centrelor de ruliu ale punții din față, respectiv spate.

În afara modificării înclinării roților, momentul de rotire al părții suspendate are ca efect și o modificare a reacțiunilornormale în plan transversal, la roțile din stânga și dreapta automobilului, diminuând stabilitatea transversală a acestuia, deoarece se modifică poziția relativă a centrului de greutate atât vertical cât și orizontal, față de centrul instantaneu de rotație.

Miscarea de ruliu a caroseriei în jurul unei axe aproximativ longitudinale este o componentă importantă a dinamicii și confortului automobilului. Aceasta miscare este definită în mare parte de caracteristicile geometrice si elastice ale suspensiei.

5.7. Posibilități de reglare a geometriei direcției (Unghiurile roții și pivotului)

Sistemele de măsurare optice au apărut pentru a compensa neajunsurile sistemelor mecanice și de aceea de multe ori șunf folosite împreună cu acestea.

Aparatele optice de măsurare se împart în mai multe categorii, în funcție de principiul de funcționare: aparate cu fascicul luminos, cu sisteme de măsurare pe roată și cu reflexie (cu oglindă pe roată).

Aparatele cu fascicul luminos funcționează pe principiul măsurării unghiurilor folosind spotul luminos produs de un proiector montat pe roată.

Poziția de bază pentru măsurarea în ansamblu a punții este reglarea roților pentru mers rectiliniu. Aceasta se poate realiza dacă fasciculul luminos, provenit de la proiectorul celor două roți din față este orientat către rigla gradată plasată la roțile din spate, iar roțile din față sunt bracate cu volanul astfel încât la rigla gradată să fie indicată imediat aceeași valoare (Fig. 5.9).

Cu această comparație a pozițiilor punților autovehiculului și cu reglarea corespunzătoare a roților la mers rectiliniu, ambele proiectoare, respectiv suporții lor, sunt așezate uniform la axa de simetrie.

Fig. 5.9. Reglarea directiei cu aparate cu fascul luminos

Măsurarea convergenței totale ca și a celei individuale cu dispozitivul cu fascicul luminos se face astfel:

se montează proiectoarele la rotile anterioare și posterioare care urmează a fi măsurate;

se plasează riglele gradate 2 în fața și în spatele punților de măsurat, în unghi drept la axa de simetrie.

Pentru măsurarea convergenței totale fasciculul de lumină al proiectorului unei roți se orientează pe panoul gradat, poziționat pentru el și se citește valoarea. Se poziționează proiectorul cu fasciculul de lumină îndreaptat pe rigla gradată aflată în fața lui. Rigla gradată din spate se deplasează oblic la axa de simetrie, astfel că pe riglă se indică aceeași valoare ca pe cea din față. Fasciculul proiectorului de pe partea cealaltă a punții de măsurat se orientează către rigla gradată poziționată în fața ei și se citesc valorile. Se poziționează proiectorul, se orientează spotul de lumină pe rigla gradată poziționată în spatele ei și se citesc valorile, se calculează diferența între valorile indicate în față și în spate.

Dispozitivele moderne de măsurare cu fascicul luminos sunt prevăzute cu ecrane gradate atașate la proiector. La aceste dispozitive se plasează în fața vehiculului un reflector cu oglindă în locul riglei gradate.

5.8.Studiu de nivel privind suspensia

Suspensia automobilului este destinată să atenueze sarcinile dinamice ce se transmit de la drum să imprime oscilațiilor caracterul dorit și să transmită forțele care acționează asupra roților și cadrului.

Oscilațiile ce apar la trecerea automobilului peste neregularitățile drumului influențează calitățile tehnice de exploatare ale acestuia, în primul rând caracterul de mers lin al acestuia, calitățile de tracțiune, stabilitatea ,maniabilitatea și durabilitatea.

Suspensia automobilelor este compusă din elementele elastice, dispozitivele de ghidare, și elementele de amortizare.

Elementele elastice contribuie la micșorarea sarcinilor, dinamice verticale, provocând oscilațiile caroseriei de amplitudine și frecvențe cât mai suportabile pentru pasageri și care să nu dăuneze încărcăturii care se transportă.

Principalele piese ale subansamblului proiectat sunt:

amortizorul;

arcul elicoidal;

pivotul;

elementele de ghidare (brațe transversale);

portfuzeta.

Principalele caracteristici ale suspensiei autovehicului sunt:

-Atenuarea sarcinile dinamice ce se transmit de la drum.

-Să imprime oscilațiilor caracterul dorit (asigurând prin aceasta comfortabilitatea necesară).

– Să transmită forțele care acționează asupra roților și asupra cadrului (caroseriei).

Suspensia automobilelor este compusă din elemente elastice, dispozitivele de ghidare și elementele de amortizare.

Elementele elastice ale suspensiei întâlnite la automobile sunt:

-arcurile în foi

-arcurile elicoidale

– barele de torsiune

-elementele elastice pneumatice și hidropneumatice

Elementele elastice contribuie la micșorarea sarcinilor dinamice verticale. Ca soluție constructivă s-a adoptat cea cu arcuri elicoidale ,acesta prezentând unele avantaje față de cea cu arcuri lamelare (simplitatea construcției, elasticitate mai mare etc.).

Elementele de amortizare au rolul de amortiza oscilațiile care iau naștere , evitând apariția fenomenului de rezonanță. Din punct de vedere constructiv, amortizoarele hidraulice telescopice pot fi monotubulare sau bitubulare.

După modul de lucru, amortizoarele pot fi reglabile și nereglabile. Amortizoarele reglabile pot fi cu reglare mecanică sau autoreglare.

Pentru a corespunde un amortizor trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

Să asigure o amortizare corespunzătoare oscilațiilor caroseriei și roților automobilului în diferite condiții de exploatare.

Să aibă o durata mare de funcționare

Greutatea și dimensiunile de gabarit sa fie cât mai mici

Construcția să fie simplă

Să se monteze ușor în suspensia autovehiculului

S-a ales amortizor hidraulic monotubular cu pernă de gaz pentru că are o răcire mai bună și sunt mai ușoare decât cele bitubulare dar sunt mult mai sensibile la șocuri.

Perna de gaz este separată de lichid prin intermediul unui piston flotant. Conpensarea necesară a volumumlui se obține prin comprimarea volumului de gaz și deplasarea pistonului flotant. La cursa de destindere, volumul care se eliberează este ocupat de gaz.

Sistemul de ghidare fiind multilink suspensia este independentă deci prezintă față de suspensia dependentă o serie de avantaje:

Îmbunătățirea confortului prin reducerea masei nesuspendate.

Ținută de drum mai bună.

Micșorarea oscilațiilor de ruliu.

Mărirea stabilității automobilului.

Amortizoarele hidraulice monotubulare cu pernă de gaz au o mare utilizare deoarece mai au și rol de element elastic suplimentar al suspensiei.

Fig. 5.10. Amortizor si arc elicoidal Fig 5.11. Arcuri lamelare

Fig. 5.12 Portfuzeta

Cerințe și condiții impuse suspensiei

Condițiile principale pe care trebuie să le îndeplinească suspensia unui automobil sunt următoarele:

Să aibă o caracteristică care asigură un confort corespunzător, cu înclinări transversale reduse fără lovituri în tampoanele limitatoare și cu o stabilitate bună.

Caracteristica amortizorului să corespundă cu cea cerută de confortabilitate.

Să asigure transmiterea forțelor orizontale și a momentelor reactive de la roată la caroserie.

Să aibă o durabilitate indelungată elementele elastice, care fac parte din elementele cele mai solicitate ale automobilului.

Să aibă o greutate minimă .

Pentru asigurarea unui comfort corespunzător, parametrii suspensiei trebuie să fie aleși ținăndu-se seama de anumite condiții și anume:

Frecvența oscilațiilor proprii pentru autoturisme să fie de 50-70 oscilații pe minut.

Rigiditatea elementelor elastice a suspensiei să fie pe cât posibil mai reduse pentru a rezulta frecvențe proprii mici.

Amortizarea oscilațiilor trebuie să fie suficientă astfel încât după o perioadă amplitudinile să se micșoreze de 3 până la 8 ori.

Indicele de bază al mersului lin al unui automobil este valoarea medie pătratică a accelerațiilor verticale măsurate în locuri caracteristice.

Clasificare. Tipuri constructive. Descriere. Părți componente.

Suspensiile automobilelor se clasifică după tipul dispozitivului de ghidare, după tipul elementului elastic și după tipul caracteristicii suspensiei .

După tipul dispozitivului de ghidare suspensiile pot fi dependente și independente

Fig.5.13 Tipuri de suspensii a) Suspensie dependentă; b) Suspensie independentă

Suspensia dependentă este caracterizată printr-o legătură rigidă intre roțile din dreapta și din stânga, iar ridicarea sau coborârea unei roți, produsă de denivelările căii, provoacă schimbarea poziției și pentru cealaltă roată.

La suspensia independentă lipsește legătura directa dintre roțile automobilului iar schimbarea poziției unei roți nu influențează și cealaltă roată.

Suspensia independentă prezintă față de suspensia dependentă avantajele: imbunătățirea confortului prin reducerea masei nesuspendate; ținuta de drum mai bună deoarece deplasările roților nu se influențează reciproc; micșorarea oscilațiilor de ruliu ale caroseriei și mărirea stabilității automobilului

După tipul elementului elastic, suspensiile se clasifică în suspensii cu elemente: metalice, pneumatice , hidropneumatice și mixte .

După tipul caracteristicii elastice suspensiile pot fi: suspensii cu caracteristică liniară (a) și suspensii cu caracteristică în trepte (b) sau progresivă (c).

Fig. 5.14 Tipuri de caractreristici elastice: liniară, in trepte respectiv progresivă

5.9. Construcția suspensiei independente cu brațe inegale.

În figura 5.15 avem prezentată o schiță a suspensiei independente față compusă din arcul elicoidal 1 fixat la partea superioară pe cadrul automobilului, iar la partea inferioară pe amortizorul telescopic 2. Brațele de ghidare 3 și 4 sunt legate articulat de lonjeroanele automobilului prin intermediul articulațiilor elastice 5 și 6. Brațul inferior 4 este de formă triunghiulară având două articulații de legătură cu lonjeronul inferior. În acest fel, poate transmite la caroserie forțele de tracțiune sau frânare. Brațul superior 3 are o singură articulație de prindere pe lonjeronul superior.

Transmiterea forțelor verticale de la brațul superior la caroserie se face prin intermediul amortizorului 2 până la talerul de sprijin al arcului, iar de aici prin intermediul arcului 1. Tijă amortizorului se prinde pe caroserie prin tampoane elstice de cauciuc care permit deplasări unghiulare pt amortizor.

Fig. 5.15 Schema generală pentru suspensia cu brațe inegale

Construcția suspensiei independente

La suspensia independentă fiecare roată este suspendată direct de cadrul sau caroseria automobilului, astfel încat deplasarea unei roți nu depinde de deplasarea celeilalte.

Suspensia independentă a rotilor față asigură o elasticitate mai bună si mersul mai lin al automobilului, eliminind oscilațiile roților care apar la viteze mari si care îngreunează conducerea automobilului. Acest tip de suspensie se realizează cu arcuri elicoidale si bare de torsiune si poate fi de doua feluri: cu oscilatia rotilor in plan transversal si longitudinal.

În cazul utilizării arcurilor elicoidale, ca elemente elastice ale suspensiei, în construcția puntii se prevăd elemente suplimentare de ghidare, arcul fiind capabil sa preia numai forțele ce actionează pe direcția axei sale. Datorită frecărilor interne mici, in comparație cu arcul din foi, la folosirea arcului elicoidal se prevăd totdeauna amortizoare care functionează in paralel cu elementul elastic.

Arcurile elicoidale au cunoscut o largă raspandire, ca elemente elastice, datorita avantajelor pe care le prezintă față de arcurile din foi, din care se menționează: durabilitatea mai mare, greutate redusă, nu necesită întreținere in exploatare, execuție mai simplă.

Schema suspensiei aleasa drept model in proiectare:

Fig. 5.16. Schema suspensiei cu brațe inegale

Fig. 5.17 Secțiune prin suspensia cu brațe inegale

5.10. Materiale si tehnologii utilizate la construcția suspensiei

Tipuri de materiale utilizabile

Caracteristica elastică a suspensiei reprezintă dependența dintre forța verticală care acționează asupra roții și deformația elementului elastic al suspensiei.

Materialele utilizate pentru confecționarea arcurilor sunt oțelurile carbon de calitate și otelurile aliate.

Oțelurile carbon de calitate au minim 0,4% C și se folosesc ca semifabricate laminate la cald sau trase la rece.

Pentru portfuzetă se poate folosi Al forjat sau turnat in cochilie.

Oțelurile aliate pentru arcuri conțin 0,35-0,9% C, iar principalele elemente de aliere sunt: Cr, Mn, S, V. Elementele de aliere îmbunătățesc rezistența la tenacitate, călibilitatea și rezistența la rulare, rezistența la oboseală. Oțelurile Arc 1,2,2A,3,4,5,8,9 sunt aliate, iar oțelurile Arc 6,6A,7,10 sunt oțeluri carbon de calitate. Dimensiunile barelor laminate și trase pentru oțelurile de arc sunt standardizate.

Rezistențe admisibile

Solutia portfuzetei din aluminiu forjat prezintă caracteristici mecanice superioare. Astfel s-a putut obține o rezistență la rupere de aproximativ 360 MPa, o rezistență la curgere de 340 Mpa și o alungire cu 10 % mai mică. Prin procedeul de forjare dezvoltat, greutate piesei este cu mult mai mică decât cea a piesei turnate.

Moduri de prelucrare posibile

Portfuzeta se realizează prin turnare in cochilie sau, un procedeu mai nou, prin forjare.

La arcuri se utilizează laminarea materialului, apoi se trece printr-o masină in care i se da formă elicoidală, apoi se căleste arcul si i se aplică revenire in ulei.

5.11. Justificarea soluției constructive alese si calculul suspensiei

Justificarea soluției constructive.

Souția aleasă drept proiectare pentru autovehicul 4×4 cu motor cu aprindere prin comprimare cu putere maximă de 88 de kW si turația maximă de 3900 rot/min, este cea a unei suspensii independente la care arcul elicoidal este dispus intre cadrul autoturismului si brațul superior al patrulaterului de ghidare (Fig. 5.18).

Alegerea regimurilor de calcul

Fig. 5.18 Suspensia independentă cu arc elicoidal dispus intre cadru si brațul superior

Arcul elicoidal 1 este concentric cu amortizorul hidraulic telescopic 2, care este fixat la un capăt de cadrul 3, iar la celalalt capăt este legat de brațul superior prin articulația 4. Elementele de ghidare ale punții sunt brațul superior 5 si brațul inferior 6, legate articulat de lonjeronul automobilului prin articulațiile cilindrice 7 si 8. Brațul superior 5 este de formă triunghiulară.

Alegerea parametrilor inițiali ai autovehiculului

Alegerea pneurilor

Diametrul exterior al arcului:

D= 120 mm

Diametrul spirei arcului:

d= 15 mm

Diametrul mediu al arcului:

Dm= 105 mm

Modulul de elasticitate transversal:

Coeficient de schimbare dinamică reacțiunii pe punte:

m= 1.2

5.12. Calculul de dimensionare al arcului elicoidal

Indicele arcului:

i= i=7

Se recomandă: i > 4…5

k= 1.2

Calculul arcului elicoidal

Forța maximă ce poate fi preluată de arc:

Săgeata arcului:

Efortul unitar la răsucire:

Fig. 5.19 Elementele de calcul ale arcului elicoidal

Reacțiunea normală ce acționează asupra roții:

Se adoptă :

n= 5 spire active

l1= 170 mm

l2= 280 mm

Bibliografie

1. Untaru M., Câmpean V., Conescu E., Pereș Gh., Ciolan Gh., Tudor I., Filip N, Câmpean O. – Dinamica autovehiculelor – Universitatea Brașov 1988

2. Ciolan, Gh. Preda, I. Dinamica autovehiculelor-I , Universitatea Transilvania din Brasov 2008

3. Untaru,M. ș.a. Calculul și construcția automobilelor. E.D.P., București, 1982.

4. Calculul si constructia automobilelor :Viorel Vulpe, Untaru Marin, Campean Vasile, Seitz Nicolae, Peres Gheorghe

5.Tabacu, I. Transmisii mecanice pentru autoturisme. Ed. Tehnică, București, 1999.

6. Gh. Frățilă – Curs Calculul și construcția ambreiajului.

7. Angrenaje cilindrice: Radu Velicu, Gheorghe Moldovean

8. Catalog de rulmenți

9. http://www.scritube.com

10. http://www.wikipedia.com

11. http://auto.unitbv.ro/moodle/

Bibliografie

1. Untaru M., Câmpean V., Conescu E., Pereș Gh., Ciolan Gh., Tudor I., Filip N, Câmpean O. – Dinamica autovehiculelor – Universitatea Brașov 1988

2. Ciolan, Gh. Preda, I. Dinamica autovehiculelor-I , Universitatea Transilvania din Brasov 2008

3. Untaru,M. ș.a. Calculul și construcția automobilelor. E.D.P., București, 1982.

4. Calculul si constructia automobilelor :Viorel Vulpe, Untaru Marin, Campean Vasile, Seitz Nicolae, Peres Gheorghe

5.Tabacu, I. Transmisii mecanice pentru autoturisme. Ed. Tehnică, București, 1999.

6. Gh. Frățilă – Curs Calculul și construcția ambreiajului.

7. Angrenaje cilindrice: Radu Velicu, Gheorghe Moldovean

8. Catalog de rulmenți

9. http://www.scritube.com

10. http://www.wikipedia.com

11. http://auto.unitbv.ro/moodle/