Sistemul de Directie

Cuprins

Introducere

Generalități

Studiul dinamic

Soluții similare

Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici pentru autovehiculul proiectat

Stabilirea schemei de oraganizare a echipamentului de tracțiune.

Parametrii dimensionali ai autovehiculului

Parametrii masici

Alegerea pneurilor

Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare

Rezistența la rulare

Rezistența la pantă

Rezistența aerului

Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului

Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale

Calculul rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze

Caracteristica de tracțiune. Bilanțul de tracțiune

Caracteristica de putere. Bilanțul de putere

Caracteristica dinamică

Caracteristica accelerațiilor și a inverselor accelerațiilor

Determinarea timpului și spațiului de demarare

Determinarea performanțelor de frânare ale autovehiculului

Caracteristica de consum

Studiul stabilitații autovehiculului

Sistemul de direcție

Introducere

Rol și condiții impuse

Compunerea și clasificarea sistemelor de direcție

Rapoartele de transmitere ale sistemului de direcție

Raportul de transmitere unghiular

Raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției

Raportul de transmitere al transmisiei direcției

Raportul de transmitere al forțelor

Construcția și calculul mecanismului de acționare a direcției

Condițiile impuse și clasificarea mecanismelor de acționare a direcției

Randamentul mecanismului de acționare a direcției

Volanul și arborele volanului

Mecanisme melcate de acționare a direcției

Mecanisme cu roți dințate de acționare a direcției

Calculul mecanismului de acționare a direcției

Construcția transmisiei direcției

Transmisia direcției în cazul punții articulate

Elemente constructive ale transmisiei direcției

Alegerea parametrilor transmisiei direcției

Calculul transmisiei direcției

Modelul 3D al sistemului de direcție

Elemente componente

Construcția mecanismului pinion-cremalieră

carcasei

Construcția bieletei de direcție

Capul de bară

Pivotul

Burduful de cauciuc

Construcția articulației cardanice.

Furcile articulației cardanice

Crucea

Rulmenți

Construcția volanului.

Componente auxiliare

Analiza numerică structurală a elementelor sistemului de direcție

Analiza numerică structurală a cremalierei

Analiza numerică structurală a bieletei

Analiza numerică structurală a capului de bară

Analiza numerică structurală a articulației cardanice

Introducere

Studiul Dinamic

2.1. Soluții similare

2.2. Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici pentru autovehiculul proiectat

2.2.1. Stabilirea schemei de oraganizare a echipamentului de tracțiune

Pentru proiect s-a stabilit organizarea clasică (motor față, roți motoare spate).

În comparație cu celalalte două sisteme (totul față și totul spate), soluția clasică are următoarele avantaje:

uzura pneurilor mai uniformă;

repartiție corespunzătoare a sarcinilor, pe osii;

accesibilitate bună la motor și transmisie;

se poate utiliza sistemul ventilatorului cu funcționare intermitentă ca și la soluția “totul față” , datorită faptului că radiatorul se găsește plasat în zona de presiune dinamică maximă;

posibilitatea realizării unei cutii de viteze cu o treaptă corespunzătoare prizei directe;

Dezavantajele soluției clasice sunt următoarele:

existența unor vibrații produse de transmisia longitudinală;

costuri mai ridicate;

centrul de greutate puțin mai ridicat (ceea ce duce la o stabilitate mai scăzută) din cauza tunelului transmisiei longitudinale;

2.2.2. Parametrii dimensionali ai autovehiculului

a) Dimensiuni de gabarit (L, l, h) in mm:

L – lungimea autovehiculului; L = 4780 [mm];

l – lățimea autovehicululu; l = 1800 [mm];

h – înălțimea autovehiculului; h = 1440 [mm];

b) Dimensiuni ce pun in evidentă modul de organizare al autovehiculului:

A – ampatament; A = 2830 [mm];

ecartament față; = 1600 [mm];

ecartament spate; = 1627 [mm];

consolă față; 1050 [mm];

consolă spate; 900 [mm];

c) Dimensiuni ce pun in evidență capacitatea de trecere a autovehiculului:

el – lumina (garda la sol); e = 180 [mm];

= unghi de trecere față; = 25;

= unghi de trecere spate; = 18;

= rază de trecere longitudinală;

= rază de trecere transversală;

2.2.3. Parametrii masici

Greutatea autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg.

a) masa proprie; = 1595 [kg];

b)masa utilă; = 500 [kg];

= n 75 + n(10…25);

n=5;

c) masa maximă autorizată = + = 2095 [kg]; (masa maximă autorizată)

d) Repartiția masei pe punți;

Se adoptă poziția centrului de masă astfel:

%

%

[kg];

în care masa ce revine punții față;

[kg];

în care masa ce revine punții spate;

[kg];

masa ce revine punții față;

[kg];

masa ce revine punții spate;

2.2.4. Alegerea pneurilor

Alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în vedere tipul, destinația și condițiile de exploatare ale autovehiculului. În funcție de acestea, se determină din cataloagele firmelor sau standarde, simbolul anvelopei, față de care se pot determina sau stabili din tabele mărimile necesare calculului dinamic.

225/65 R15 V

Condițiile de sarcină si de viteză fiind indeplinite, se notează razele pneului:

91V => < 615 [kg];

< 240 [km/h];

Rezultă : raza liberă; = 0,33675 [m];

raza statică; = 0,315 [m];

raza dinamică; = 0,32328 [m];

2.3.Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare

2.3.1 Rezistența la rulare

Datorită proceselor care au loc la interacțiunea dintre pneu și calea de rulare, în toate regimurile de mișcare se manifestă o forță opusă sensului deplasării roții. Această forță, determinată numai de rularea roții, se numește rezistența la rulare.

în care – Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare;

– Rezistența la rulare;

f – coeficient de rezistență la rulare;

α – panta dumului;

= ;

vmax = 220 [km/h];

vmax = 61,111 [m/s];

2.3.2 Rezistența la pantă

La deplasarea autovehiculului pe pantă , greutatea al cărui punct de aplicație se află în centrul de masă se descompune după două direcții, una perpendiculară pe calea de rulare ( ) și una paralelă cu calea de rulare (). Componenta din urmă se numește forța rezistentă la pantă, deoarece se opune deplasării autovehiculului.

în care – rezistența la pantă;

– puterea necesară învingerii rezistenței la pantă;

2.3.3 Rezistența aerului

Rezistența aerului este o forță paralelă cu calea de rulare, aplicată într-un punct numit centrul de presiune frontal.

Se adoptă coeficientul de formă al autovehiculului =0,3;

[

în care

– rezistența aerului;

– puterea necesară învingerii rezistenței aerului;

k – coeficient aerodinamic;

K – factor aerodinamic;

A – aria transversală maximă;

Tabelul și graficele rezistențelor

Tabelul și graficele puterilor

2.3.4. Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului.

Caracteristica externă reprezintă variația momentului, puterii și consumului specific in funcție de turație la admisie totală.

Se adoptă:

= 700 [rot/min];

= 2000 [rot/min];

= 4000 [rot/min];

= = 4000 [rot/min];

;

;

;

;

[g/kWh];

în care

– turația minimă de funcționare stabila;

– turația de moment maxim;

– turația de putere maximă;

– puterea la viteză maximă;

α,β,y-coeficienți de formă;

coeficient de adaptibilitate;

– randamentul transmisie;

= 0.92;

– consumul specific la turația de putere;

= 265 [g/kWh];

2.4. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

2.4.1. Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale

Raportul de transmitere al transmisiei principale se determină din condiția ca autovehiculul să atingă viteza maximă la turația maximă a motorului și în ipoteza că în cutia de viteze se folosește o treaptă de raport 1.

în care

Raportul de transmitere al transmisiei principale

– turația maximă a motorului;

– raza dinamica a pneului;

– viteza maxima în [m/s];

2.4.2. Calculul rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze

a) Calculul raportului de transmitere al cutiei de viteze în treapta 1

în care

– coeficientul de aderență;

Ψ – rezistența specifică a drumului;

– greutatea ce revine punții motoare;

Se adoptă

b) Determinarea numărului de trepte din cutia de viteze

Se adoptă N = 4 trepte;

n=5 trepte;

c) Determinarea rapoartelor

Etajarea cutiei de viteze se verifică prin diagrama fierăstrău. Trebuie să existe acoperiri de viteză între toate treptele de viteză.

2.5. Caracteristica de tracțiune. Bilanțul de tracțiune

Caracteristica de tracțiune reprezintă variația forței la roată în funcție de viteza de deplasare pentru fiecare treaptă de viteză.

Bilanțul de tracțiune se obține comparând forța la roată cu forțele rezistente pentru diferite situații de deplasare.

Se vor avea în vedere următoarele două situații de deplasare:

Deplasarea în pantă maximă;

Deplasarea pe drum orizontal până la viteza maximă;

2.6. Caracteristica de putere. Bilanțul de putere

Caracteristica de putere reprezintă variația puterii la roată în funcție de viteza de deplasare pentru toate treptele de viteză.

Bilanțul de putere reprezintă compararea grafică a puterilor la roată cu puterile rezistente pentru diferite situații de deplasare.

Se vor avea în vedere următoarele două situații de deplasare:

Deplasarea în pantă maximă;

Deplasarea pe drum orizontal până la viteza maximă;

2.7. Caracteristica dinamică.

Factorul dinamic reprezintă raportul dintre forța excedentară și greutatea autovehiculului.

Forța excedentară reprezintă diferența dintre forța la roată și rezistența aerului. Caracteristica dinamică reprezintă variația factorului dinamic, în funcție de viteza de deplasare pentru toate treptele de viteză.

Performanțele dinamice analizate pe caracteristica dinamică sunt:

Panta maximă pentru fiecare treaptă:

Limita de stabilitate la patinarea autovehiculului:

;

0,8; drum asfaltat uscat;

0,6; drum asfaltat ud;

= 0,4; drum cu zapadă;

= 0,2; drum cu gheață;

2.8. Caracteristica accelerațiilor și a inverselor accelerațiilor

;

=1+ ;

în care

f – coeficientul rezistenței la rulare;

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

-coeficient : =0,04…0,09;

2.9. Determinarea timpului și spațiului de demarare

Timpul de demarare și spațiul de demarare se determină prin metoda grafo-analitică plecând de la reprezentarea grafică a inverselor accelerațiilor.

Determinarea timpului de demarare:

a=;

Se împarte intervalul de viteze în diviziuni cât mai mici și se calculează ariile corespunzătoare intervalului de viteze (). Aria este egală cu timpul necesar pentru ca autovehicului să crească viteza de la la .

;

Determinarea spațiului de demarare:

Se folosește metoda grafo-analitică plecând de la reprezentarea grafică a timpului de demarare.

;

2.10. Determinarea performanțelor de frânare ale autovehiculului

Parametrii capacității de frânare:

– decelerația maximă; ;

– acceleratia la franare relativă; =;

– timpul de frânare; ;

– spațiul de frânare; ;

2.11. Caracteristica de consum

Caracteristica de consum reprezintă variația consumului la 100 de km exprimat în litri, în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului pentru toate treptele de viteză și pentru diferite rezistențe ale drumului.

Se ia în considerare următoarele rezistențe ale drumului:

=

în care

densitatea combustibilului; = 780 kg/;

ă;

2.6. Caracteristica de putere. Bilanțul de putere

Caracteristica de putere reprezintă variația puterii la roată în funcție de viteza de deplasare pentru toate treptele de viteză.

Bilanțul de putere reprezintă compararea grafică a puterilor la roată cu puterile rezistente pentru diferite situații de deplasare.

Se vor avea în vedere următoarele două situații de deplasare:

Deplasarea în pantă maximă;

Deplasarea pe drum orizontal până la viteza maximă;

2.7. Caracteristica dinamică.

Factorul dinamic reprezintă raportul dintre forța excedentară și greutatea autovehiculului.

Forța excedentară reprezintă diferența dintre forța la roată și rezistența aerului. Caracteristica dinamică reprezintă variația factorului dinamic, în funcție de viteza de deplasare pentru toate treptele de viteză.

Performanțele dinamice analizate pe caracteristica dinamică sunt:

Panta maximă pentru fiecare treaptă:

Limita de stabilitate la patinarea autovehiculului:

;

0,8; drum asfaltat uscat;

0,6; drum asfaltat ud;

= 0,4; drum cu zapadă;

= 0,2; drum cu gheață;

2.8. Caracteristica accelerațiilor și a inverselor accelerațiilor

;

=1+ ;

în care

f – coeficientul rezistenței la rulare;

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

-coeficient : =0,04…0,09;

2.9. Determinarea timpului și spațiului de demarare

Timpul de demarare și spațiul de demarare se determină prin metoda grafo-analitică plecând de la reprezentarea grafică a inverselor accelerațiilor.

Determinarea timpului de demarare:

a=;

Se împarte intervalul de viteze în diviziuni cât mai mici și se calculează ariile corespunzătoare intervalului de viteze (). Aria este egală cu timpul necesar pentru ca autovehicului să crească viteza de la la .

;

Determinarea spațiului de demarare:

Se folosește metoda grafo-analitică plecând de la reprezentarea grafică a timpului de demarare.

;

2.10. Determinarea performanțelor de frânare ale autovehiculului

Parametrii capacității de frânare:

– decelerația maximă; ;

– acceleratia la franare relativă; =;

– timpul de frânare; ;

– spațiul de frânare; ;

2.11. Caracteristica de consum

Caracteristica de consum reprezintă variația consumului la 100 de km exprimat în litri, în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului pentru toate treptele de viteză și pentru diferite rezistențe ale drumului.

Se ia în considerare următoarele rezistențe ale drumului:

=

în care

densitatea combustibilului; = 780 kg/;

consumul specific; = 265 [g/kWh];

[kW];

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

2.12. Studiul stabilitații autovehiculului

Stabilitatea transversală la răsturnare

Autovehiculului isi pierde stabilitatea dacă reacțiunile normale se reduc pana la zero.

răsturnare

=0;

-;

;

;

;

viteza critică la răsturnare;

Stabilitatea transversală la derapare

;

;

viteza critică la derapare;

Studiul stabilitații longitudinale a autovehiculului

;

– ;

;

= ;

;

Deplasarea în pantă maximă:

; (; neglijabil;

;

;

Sistemul de direcție

Introducere

Vehiculele pot fi clasificate în două categorii, în funcție de cum este controlată calea lor:

vehicule ghidate cinematic, a căror traiectorie este fixată de un set de constrângeri cinematice.

vehicule pilotate, în care traiectoria, o curbă plană sau tri-dimensională, este determinată de un sistem de ghidare controlat de un dispozitiv, de obicei electro-mecanic. Sistemul de ghidare acționează prin exercitarea forțelor asupra autovehiculului care sunt capabile sa ii schimbe traiectoria.

În primul rând restricțiile cinematice exercită toate forțele necesare pentru a modifica traiectoria fără nici o deformare. Ghidarea cinematică perfectă este ceva abstract, deși acesta este bine aproximată în multe cazuri reale.

În al doilea rand, forțele sunt cauzate de schimbări în atitudinea vehiculului, care la rândul lor sunt cauzate de forțele și momentele produse de dispozitivele de ghidare. Aceste vehicule se poate spune că sunt ghidate dinamic.

În afară de cazurile în care forțele sunt necesare pentru a schimba traiectoria direct exercitată de propulsoare, mai pot exista două situații:

schimbările în comportament pot fi suficient de mari pentru a fi simțite de conducătorul auto.

schimbările în comportament pot fi suficient de mici pentru a fi neobservate.

Primul caz este cel al vehiculelor controlate aerodinamic sau hidrodinamic, în care conducătorul auto acționează pe o suprafață de control, provocând schimbări ale comportamentului necesare pentru a genera forțele care modifică traiectoria. Există, de obicei
o anumită întârziere între schimbările de comportament și generarea efectivă a forțelor. În consecință, conducătorul auto simte în mod clar că un control dinamic, adică un control
prin aplicarea de forțe, are loc.

La autovehiculele rutiere, situația este similară, dar conducătorul auto are o impresie complet diferită: șoferul acționează volanul, determinând unele roți să derapeze și sa genereze forțe laterale. Aceste forțe provoacă o schimbare în comportamentul autovehiculului (schimbare de unghi β) și apoi o derapare a tuturor roților: forțele rezultate modifică traiectoria.

Cu toate acestea, liniaritatea comportamentului pneului și valoarea ridicată a rigidității în viraje oferă șoferului impresia de conducere cinematică, nu dinamică. Roțile par a rula fără obstacole și traiectoria pare să fie determinată de direcția planelor mijlocii ale roților. Această impresie a influențat studiul manevrabilitații autovehiculelor cu motor pentru o lungă perioadă de timp, inițiind conceptul de direcție cinematică și într-un sens ascunzând adevăratul sens al fenomenului.

Impresiile conducătorului auto sunt în armonie cu această abordarea cinematică,
cel puțin în ceea ce privește aspectele liniare ale comportamentului anvelopei. Când valorile ridicate ale unghiurilor de derapaj sunt atinse, majoritatea șoferilor au impresia că pierd
controlul autovehiculului, cu atât mai mult cu cât acest lucru se întâmplă brusc. Impresia aceasta este confirmată de faptul că, în condiții normale de drum, în special dacă sunt utilizate
anvelope radiale, unghiurile de derapaj devin mari doar atunci când se apropie de forțele laterale limită.

Rol și condiții impuse

Sistemul de direcție asigură maniabilitatea automobilului, adică, capacitatea acestuia de a se deplasa pe direcția comandată de către conducătorul auto, respectiv de a executa virajele dorite și totodată de a menține mersul rectiliniu [1, 3].

Virarea (schimbarea directiei) automobilului se realizează prin poziționarea roților de direcție. Operația de poziționare, prin rotire, a roților in vederea virării automobilului se numește bracare.

Unul din mecanismele principale ale automobilului care are un rol decisiv asupra siguranței circulației îl reprezintă sistemul de direcție. Sistemul de direcție trebuie să satisfacă următoarele condiții:

asigură manevrarea ușoară a direcției (efortul necesar pentru manevrarea direcției să fie cât mai mic);

unghiurile de așezare a roților să se modifice cât mai puțin în timpul virării;

să permită obținerea unei raze minime de viraj;

să aibă un randament cât mai mare;

să fie sufficient de ireversibil, astfel încât șocurile provenite din neregularitățile caii să fie transmise cât mai puțin la volan;

să permită manevrarea rapidă a direcției;

să necesite același număr de rotații ale volanului pentru aceeași rază de viraj la dreapta sau la stânga;

să asigure compatibilitatea direcției cu suspensia;

să permită întreținerea și reglarea ușoare;

să permită înclinarea roților în viraj, astfel încât să nu se producă alunecarea lor;

să nu prezinte uzuri mari care pot duce la jocuri excesive și prin aceasta la micșorarea siguranței conducerii;

construcția să fie simplă, să nu producă blocări și să prezinte o durabilitate cât mai mare;

stabilizarea mișcării rectilinii (roțile de direcție dup ace virajul s-a efectuat să aibă tendința de a reveni în poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă);

să elimine oscilațiile unghiulare ale roților de directive în jurul pivoților fuzetelor (fenomen cunoscut sub denumirea de shimmy și care produce uzura articulațiilor și pneurilor, precum și instabilitatea direcției).

Compunerea și clasificarea sistemelor de direcție

Elementele componente ale sistemului de direcție folosit în cazul punții rigide (roti cu suspensie dependentă) sunt reprezentate în figura 3.1. Pentru bracarea roților de direcție, conducătorul va acționa prin intermediul volanului 1 și al arborelui sau 2, melcul globoidal 3, care se afla în angrenare cu sectorul dințat 4 (sau cu rola 4’). Pe axul sectorului dințat (rolei) 5 se găsește montat levierul de direcție (comanda) 5’ articulat cu bară longitudinala de direcție (de comandă) 6. Prin rotirea volanului într-un sens sau altul se obține o mișcare de oscilație al levierului de direcție, care va imprima barei longitudinale de direcție o mișcare axială al cărei sens depinde de sensul de rotație al volanului. Bară longitudinala de direcție fiind articulată de brațul 11 al fuzetei 9 (din partea stângă a automobilului) va imprima acesteia o rotire în jurul pivotului 10. Legătura care există între fuzeta 9 și fuzeta 13, prin intermediul levierelor 8 și 14 și a barei transversale de direcție 7, va produce și rotirea fuzetei 13. Patrulaterul format din osia propriu-zisă 12, levierele fuzetelor 8 și 14 și bara transversală de direcție 7 se numește trapezul direcției.

a b

Figura 3.1. Sistemul de direcție în cazul punții rigide:

a-vedere; b-schema cinematică; 1-volan; 2-arborele volanului; 3-șurub melc globoidal; 4-sector dințat; 4’-rola; 5-axul levierului de direcție; 5’-levier de direcție (comandă); 6-bara longitudinală de direcție; 7-bara transversală de direcție; 8,14-levierele fuzetelor; 9,13-fuzete; 10-pivoți; 11-brațul fuzetei; 12-partea centrală a punții față (osia propriu-zisă); 15,16-roți de direcție.

În cazul automobilelor prevăzute cu suspensie independentă pentru rotile punții din față, bara transversală de direcție este fracționata în două sau mai multe părți.

a

b

Figura 3.2. Sistemul de direcție în cazul suspensiei independente a roților:

a-vedere; b-schema cinematica.

La soluția din figura 3.2, bara transversală este compusă din partea centrală 6 (bară de conexiune) și părțile laterale 8 (barele de comandă). În acest caz, mișcarea de la volanul 2 se transmite, prin intermediul arborelui 3, la mecanismul de acționare (caseta de direcție) 4 cu levierul de direcție (comanda) 5, care antrenează bară de conexiune 6, prin articulația din punctul F. Pentru a asigura mișcarea plan paralelă a barei de conexiune, aceasta este articulată în punctul G de levierul condus 7. Barele de comandă 8, articulate în punctele B și E respectiv I și C transmit mișcarea la levierele fuzetelor 9 pe care sunt montate roțile de direcție 1 și 1’. Articulațiile din punctele B, E, I și C permit oscilația independentă a roților de direcție.

Elementele sistemului de direcție se împart în două grupe, în funcție de destinația lor, și anume:

transmisia direcției, cu ajutorul căreia mișcarea este transmisă de la levierul de direcție la fuzetele roților;

mecanismul de acționare sau comandă a direcției, care servește la transmiterea mișcării de la volan la levierul de direcție.

Criteriile după care se pot clasifica sistemele de direcție sunt următoarele [1, 2]:

după locul unde sunt plasate roțile de direcție;

după locul de dispunere a mecanismului de acționare;

după tipul mecanismului de acționare;

în funcție de particularitățile transmisiei direcției.

După locul unde sunt plasate roțile de direcție, sistemele de direcție se împart astfel:

la automobilele cu două punți, pot fi directoare rotile punții din față (soluția clasică), roțile punții din spate sau roțile ambelor punți (soluție aplicată la unele automobile speciale pentru a mări maniabilitatea);

la automobilele cu trei punți, pot fi directoare rotile punții din față, rotile punții din față și ale punții din mijloc sau rotile punții din față și ale punții posterioare;

la automobilele cu patru punți, pot fi directoare roțile tuturor punților, rotile primelor două punți sau roțile primei și a ultimei punți.

Cel mai utilizat, roțile din față sunt roți de direcție din următoarele considerente: conducătorul are avantajul unei vizibilități mai bune din cauză că roata de direcție exterioară virajului descrie cercul cu raza cea mai mare și astfel partea din automobil care este cea mai depărtată de centrul de viraj este partea din față a conducătorului; transmisia la roțile de direcție din spate este foarte complicată.

După locul de dispunere a mecanismului de acționare a direcției se deosebesc sisteme de direcție pe stânga și sisteme de direcție pe dreapta. Volanul de direcție este montat în partea opusă părții pe care se circulă pe partea respectivă. Acest mod de dispunere asigura conducătorului o vizibilitate mai bună a automobilelor care vin din față. În general, circulația se face pe partea dreaptă a drumurilor, deci volanul se montează în partea stângă.

După tipul mecanismului de acționare sistemele de direcție se clasifică în funcție de:

tipul angrenajului, întâlnindu-se mecanisme cu melc, cu șurub, cu manivelă și cu roți dințate;

tipul comenzii, care poate fi mecanică, mecanică cu servomecanism (hidraulic, electric sau pneumatic) și hidraulică;

raportul de transmitere care poate fi constant sau variabil.

După particularitățile transmisiei direcției, clasificarea se face în funcție de:

construcția trapezului de direcție, care poate fi cu bara transversală de direcție dintr-o bucată sau compusă din mai multe părți;

poziția trapezului de direcție în raport cu puntea din față, care poate fi anterior sau posterior.

Rapoartele de transmitere ale sistemului de direcție

Rapoartele de transmitere ale sistemului de directie constituie parametrii principali care servesc la aprecierea calității direcției. La un sistem de directie se deosebesc două rapoarte de transmitere: raportul de transmitere al forțelor și raportul de transmitere unghiular .

3.4.1 Raportul de transmitere unghiular

Raportul de transmitere unghiular reprezintă raportul dintre unghiul de rotație al volanului și unghiul mediu de bracare al roților de direcție :

=; (3.1)

În general, bracarea maximă a roților de directie nu depășește 40-45 , chiar la automobilele de construcție specială, iar rotația corespunzătoare a volanului, la automobilele existente, este de 1,5…3 rotații în fiecare sens. Astfel rezultă că raportul de transmitere unghiular variază între limitele =12…30 (în cazul autoturismelor =12…20, iar în cazul autocamioanelor și autobuzelor =20…30.

Raportul de transmitere unghiular poate fi exprimat și în funcție de rapoartele de transmitere ale mecanismelor ce compun sistemul de directie, cu relația:

=, (3.2)

în care

este raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției;

este raportul de transmitere al transmisiei direcției.

3.4.2. Raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției

Caracteristica principală a mecanismului de acționare a direcției este raportul de

transmitere , definit ca raportul dintre unghiul de rotație al volanului și unghiul de rotație al axului levierului de direcție. În funcție de tipul constructiv al mecanismului de acționare, raportul de transmitere poate fi constant sau variabil.

În figura 3.3 se reprezintă variația raportului de transmitere în funcție de unghiul de bracare al roților de direcție , pentru diferite tipuri de mecanisme de acționare. Mecanismele de acționare cu raport de transmitere constant (dreapta 1) satisfac cerințele exploatării pentru majoritatea automobilelor, fapt pentru care aceste mecanisme sunt foarte răspândite.

Cu cât raportul de transmitere al mecanismului de acționare este mai mare, cu atât forța necesară manevrării volanului este mai redusă, dar, în același timp, se micșorează unghiul de bracare al roților de direcție, corespunzător unui anumit unghi de rotire a volanului. Cu cât automobilul se deplasează cu viteză mai mare, cu atât mai repede trebuie să se realizeze bracarea roților de direcție și ca urmare, raportul de transmitere trebuie să fie mai redus. Așa se explică faptul că la autoturisme care circulă cu viteze mari și la care efortul necesar manevrării volanului este mai redus, se adoptă rapoarte de transmitere mai mici decât la automobile grele, la care forța la volan este mai mare, iar vitezele de deplasare mai reduse. La automobilele actuale, raportul de transmitere al mecanismului de acționare a direcției are valorile: 10 pentru automobile de sport, = 12…20 pentru autoturisme, = 16…32 pentru autocamioane și autobuze.

Figura 3.3. Variația raportului de transmitere al diferitelor tipuri de mecanisme de acționare a direcției în funcție de unghiul de bracare al roților

În cazul mecanismelor de acționare a direcției cu raport de transmitere variabil, se deosebesc mecanisme la care raportul de transmitere se mărește și mecanisme la care raportul de transmitere se micșorează, la rotația volanului față de poziția medie. La autoturisme se utilizează mecanisme de direcție al căror raport de transmitere variază după curba 3. În acest caz, la deplasarea cu viteze mari, automobilul reacționează rapid la unghiurile mici ale volanului, în timp ce la rotirea cu unghiuri mari, care se face la viteze reduse, odată cu creșterea raportului de transmitere scade forța la volan.

În unele cazuri, autoturismele utilizează mecanisme de acționare a direcției care au raportul de transmitere maxim când volanul ocupa poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă (curba 2). În acest caz, deplasarea automobilului cu viteze mari este mai sigură, deoarece rotirea volanului cu un unghi mic nu produce un unghi mare de bracare la roțile de direcție (direcția nu este prea sensibilă). În afară de aceasta, conducerea automobilului cu viteze mari, când influența momentelor de stabilizare a roților este destul de mare, se ușurează. Pe măsură ce volanul se rotește de la poziția corespunzătoare mersului în linie dreaptă, raportul de transmitere se micșorează și pentru același unghi de bracare al roților, volanul va avea o cursă mai redusă.

Pentru automobilele cu sarcină utilă mare, cel mai indicat este să se utilizeze mecanisme de acționare a direcției care prezintă o variație a raportului de transmitere după curba 2, asigurând o manevrare ușoară a automobilului în viraje cu unghiuri obișnuite și o mai bună stabilitate a direcției. În schimb, virajele cu raze mici (unghiuri mari de bracare) necesită forțe mari la manevrarea volanului, dar frecvența acestora este relativ redusă. Raportul de transmitere variază după curba 4 în cazul mecanismelor de acționare a direcției cu manivelă și la unele tipuri de melc.

Din cele prezentate mai sus rezultă că, până în prezent, nu există o părere unitară în ceea ce privește utilizarea mecanismelor de acționare a direcției cu raport de transmitere variabil.

În tabelul 3.1 sunt prezentate valorile raportului de transmitere al mecanismului de acționare a direcției pentru diverse tipuri de automobile.

3.4.3. Raportul de transmitere al transmisiei direcției

Raportul de transmitere al transmisiei direcției se poate exprima în funcție de rapoartele de transmitere ale părților din care este compusă transmisia direcției, fiind dată de relația:

=, (3.3)

în care

este raportul de transmitere al trapezului de direcție;

este raportul de transmitere de la fuzetă la levierul de direcție.

Valoarea raportului de transmitere al mecanismului de acționare a direcției pentru diferite tipuri de automobile:

Tabelul 3.1.

Raportul de transmitere al trapezului de direcție este definit ca raportul dintre viteza unghiulară de bracare a roții interioare și cea a roții exterioare virajului :

=; (3.4)

a

b

Fig. 3.4. Cinematica trapezului de direcție și variația raportului său de transmitere în funcție de unghiul de rotație al brațului fuzetei.

Vitezele unghiulare pot fi exprimate în funcție de unghiurile de bracare (=d/dt si =d/dt) și rezultă:

=; (3.5)

Deși trapezul de direcție este un mecanism spațial articulat, pentru cerințele practice este suficient de precis pentru a efectua calculul ca pentru un mecanism plan articulat. Proiecțiile vitezelor punctelor A și C (fig. 3.4), după direcția barei transversale de direcție se pot exprima cu relațiile:

= h cos (-+); (3.6)

= h cos (++). (3.7)

Având în vedere că bara transversală de direcție este rigidă, proiecțiile vitezelor punctelor A și C după direcția barei sunt egale, de unde rezultă:

= ; (3.8)

După efectuarea transformărilor, relația 3.8 devine:

= ; (3.9)

Din triunghiul dreptunghic ABC se determină unghiul de deviere al barei transversale față de poziția de mers rectiliniu , cu relația:

= ; (3.10)

Ținând cont de definiția raportului de transmitere al trapezului de direcție:

= = = ; (3.11)

În figura 3.4 b se reprezintă variația raportului de transmitere al trapezului de direcție în funcție de unghiul brațului fuzetei. La automobilul cu volanul amplasat în partea stângă, raportul de transmitere al trapezului de direcție are valoarea supraunitară pentru bracarea spre dreapta și subunitară pentru bracarea spre stânga.

3.4.4. Raportul de transmitere al forțelor

Raportul de transmitere al forțelor este definit ca raportul între suma forțelor ce acționează asupra celor două roți de direcție în punctele de contact cu suprafața drumului, la distanța c față de punctul de intersecție al axei pivotului cu suprafața drumului și forța necesară la volan pentru virare (fig. 1.5).

= ; (3.12)

Forța care acționează asupra ambelor roți de direcție în punctele de contact cu suprafața drumului poate fi exprimată în funcție de momentul necesar pentru rotația fuzetelor față de pivoții acestora:

= ; (3.13)

Figura 3.5. Schemă pentru definirea raportului de transmitere al forțelor

Forța se poate exprima în funcție de momentul aplicat la volan pentru bracarea roților de direcție si raza volanului .

= ; (3.14)

Dacă înlocuim în relația raportului de transmitere forțele si rezultă:

= ; (3.15)

Având în vedere relația de legătură dintre si și neglijarea frecării rezultă:

= ; (3.16)

Relația rezultată arată faptul că valoarea raportului depinde de valorile pe care le au raportul unghiurilor de transmitere , raza volanului și deportul c. La construcțiile actuale, raza volanului = 200…250 mm, iar raportul de transmitere rareori depășește 25. Reducerea deportului c, în vederea măririi raportului nu se poate face decât până la anumite limite pentru a nu reduce prea mult momentul stabilizator al roților. La construcțiile actuale de automobile, c are valorile cuprinse între 20 și 110 mm iar raportul de transmitere al forțelor = 100…300. Cu cât crește mai mult raportul de transmitere al forțelor, cu atât acționarea volanului cere un efort mai redus.

3.5. Construcția și calculul mecanismului de acționare a direcției

3.5.1. Condițiile impuse și clasificarea mecanismelor de acționare a direcției

Cerințele impuse sistemului de direcție sunt satisfăcute în mare măsură de construcția mecanismului de acționare care trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

să fie reversibil pentru a permite revenirea roților de direcție în poziția corespunzătoare mersului rectiliniu după încetarea efortului aplicat volanului;

să fie un randament ridicat în scopul ușurării conducerii. Este necesar ca randamentul invers (de la levierul de direcție spre volan) să fie mai mic, în timp ce randamentul direct (de la volan spre levierul de direcție) să fie mai mare, pentru ca șocurile provocate roților de neregularitățile caii de rulare să fie absorbite în mare măsură prin frecarea din mecanism și să se transmită cât mai atenuate la volan;

construcția să fie simplă și să prezinte o durabilitate mare;

să asigure caracterul și valorile necesare ale raportului de transmitere;

să aibă un număr redus de puncte de reglare, cu posibilitatea obligatorie de reglare a jocului dintre elementele conducător și condus al mecanismului.

Știind faptul că automobilul se deplasează mai mult în linie dreaptă, jocul j dintre elementul conducător și condus, în cazul unui mecanism nou trebuie să fie minim corespunzător acestei deplasări (fig. 3.6.).

Figura 3.6. Variația jocului dintre elementul conducător și condus ale mecanismului de acționare a direcției, în funcție de unghiul de rotație al volanului

POZA ASTA POATE O DESENEZ IN PAINT SAU CEVA

În pozițiile extreme ale mecanismului, jocul trebuie să crească pentru ca să nu se producă griparea acestuia după uzura și reglarea ulterioară, deoarece uzura maximă a elementului conducător și condus are loc în poziția corespunzătoare mersului rectiliniu.

Clasificarea mecanismelor de acționare a direcției se face în funcție de tipul elementului conducător și condus prin care se transmite momentul de la volan la axul levierului de direcție. Ca element conducător se utilizează melcul cilindric, melcul globoidal, șurubul sau roata dințată, iar ca element condus sectorul dințat, sectorul elicoidal, rola, manivela, piulița sau cremaliera.

3.4.2. Randamentul mecanismului de acționare a direcției

Aici recalculam randamentul și după trebuie să scriu. SAU NU.

Elasticitatea sistemului de direcție se poate aprecia și cu ajutorul frecvenței oscilațiilor proprii ale sistemului, considerat ca un sistem oscilator cu o singură masă. Frecvența oscilațiilor proprii f se determină cu ajutorul relației:

f = [Hz]; (3.17)

în care

reprezintă elasticitatea transmisiei direcției;

momentul de inerție al roților de direcție.

Experimental, s-a constatat că valoarea optimă a frecvenței oscilațiilor proprii trebuie să fie de 3-4 Hz. În cazul unei valori mai mari a frecvenței oscilațiilor proprii, stabilitatea automobilului se înrăutățește.

În vederea obținerii unei oscilații mărite a mecanismului de acționare a direcției, unele automobile sunt prevăzute cu un arbore pentru volan, de o construcție specială, prevăzut cu o porțiune ce are o rigiditate mai redusă.

3.4.3. Volanul și coloana volanului

Volanul reprezintă elementul de comandă al sistemului de direcție fiind construit dintr-un butuc, una-trei spițe și o coroană. Coroana volanului are forma circulară și este construită dintr-o armătură de oțel înglobată într-o masă de ebonită modelată special pentru o ușoară prindere și antrenare cu mâna. Diametrul coloanei volanului depinde de tipul automobilului fiind recomandate valorile: 400 mm la autoturisme mici, 450 mm la autoturisme medii, mari și furgonete, 500-550 mm la autocamioane și autobuze. În tabelul 3.2 există unele recomandări constructive pentru volan.

Butucul volanului 3 este montat cu caneluri pe arborele 4 și strâns cu piulița 5. Bucșele 9 și 10 asigură rotirea arborelui 4 iar limitarea deplasărilor axiale este realizată prin piulițele 11. Garniturile din cauciuc 12 amortizează vibrațiile ce se pot transmite de la coloana 13. Cavitatea 8 este folosită pentru montajul butonului de comandă al claxonului.

Figura 3.7. Construcția volanului și montarea pe arbore

1-armătură metalică; 2-coroană; 3-butuc; 4-arbore; 5-piuliță; 6-cuplaj cardanic; 7-arbore;

8-cavitate pentru montarea butonului claxonului; 9 si 10-bucșe; 11-piulițe; 12-garnituri;

13-coloană

În tabelul 3.2 sunt prezentate unele recomandări constructive pentru volan.

Recomandări pentru dimensiunile volanului

Tabelul 3.2

În figura 3.13 se prezintă ansamblul unei coloane de direcție pentru o mașină de dimensiuni medii; figura din stânga prezintă poziția coloanei de direcție în interiorul masinii.

Figura 3.13. Ansamblul coloanei de direcție, care este capabil să adapteze poziția volanului
pe planul vertical zx.

Funcția acestei componente este de a transfera cuplul aplicat la volan de către conducătorul auto la caseta de direcție. Rareori casetele de direcție și poziția volanului in autovehiculele moderne permit să aibă o coloană de direcție dreaptă. Din acest motiv, coloana de direcție este alcătuită din trei secțiuni, cu prima conectată la volan și ultima la cutia de direcție.

Secțiunea medie este conectată la prima și ultima prin articulații. Cele trei componente trebuie să permită o viteză constantă de transmitere. Pentru asta, cele trei componente trebuie să se afle în același plan și unghiurile de lucru sa fie egale.Acest ansamblu are avantajul de a putea ajusta poziția volanului și de securitate pasivă.

Prima secțiune 2 a coloanei este fixată de corp printr-o structură 1, care conține o pereche de rulmenți cu ace sau bucșe. Mijlocul secțiunii 3 se rotește printr-o articulație universală. Poziția verticală a structurii 1 poate fi reglată pentru a adapta poziția volanului la dimensiunile conducătorului auto. Figura 3.14 prezintă o secțiune transversală a structurii 1.

Aceasta este divizată în două părți: Una fixată de corp (nereprezentat în această figură) și una care suportă rulmentul primei secțiuni a coloanei de direcție. Această a doua parte este conectată la prima parte printr-un patrulater articulat, în cazul în care îmbinările dintre manivele (AA 'și BB') și tija A'B " permit rotirea și deplasarea liniară, așa cum se arată în figură. Această parte poate fi deplasată în direcțiile verticale și orizontale.

Figura 3.14. Secțiunea transversală a rulmentului cu structură reglabilă, prima secțiune a
coloanei de direcție și volan: patrulaterul articulat AA'BB' permite această
ajustare.

Una dintre articulațiile A' și B' este fixată de un șurub care poate poziționa manivela
într-o anumită poziție dată sau lasă volanul liber să fie ajustat. Reglementările legislative necesită sa aibă coloana de direcție deformabilă, ceea ce înseamnă că în cazul unui accident, coloana de direcție își poate reduce lungimea, pentru a permite deplasarea casetei de direcție, fără ca volanul să se deplaseze în compartimentul șoferului peste limitele omologate.

Această omologare poate fi îndeplinită în cazul în care secțiunea centrală a coloanei de direcție (3 în Fig. 3.13) își poate modifica lungimea chiar dacă prima și a treia secțiune nu sunt aliniate.

3.4.4. Mecanisme melcate de acționare a direcției

Mecanismele de acționare a direcției melcate sunt foarte răspândite la automobile pentru că prezintă avantajul unui reglaj simplu al jocului datorat uzurii. Aceste mecanisme se întâlnesc în următoarele variante:

melc cilindric – roată melcată;

melc globoidal – sector dințat central;

melc cilindric – sector dințat frontal;

melc globoidal – rolă.

În cazuri foarte rare, mecanismele cu melc cilindric și roată melcată se utilizează la contrucțiile actuale de automobile datorită randamentului scăzut, a greutății și a dimensiunilor de gabarit relativ mari, precum și din cauza unui reglaj complicat al jocului provocat de uzură. La un astfel de mecanism se reglează numai jocul axial al melcului. Pentru eliminarea efectului uzurii, la unele soluții, arborele roții se montează în bucșe excentrice. Câteodată, după un timp de funcționare, roata melcată are posibilitatea rotirii cu aproximativ 120 astfel încât să se elimine efectul uzurii.

3.4.5. Mecanisme cu roți dințate de acționare a direcției

Mecanismele de acționare a direcției cu roți dințate pot fi astfel:

cu roți dințate cilindrice;

cu roți dințate conice;

cu cremaliera.

Stânga Dreapta

b

REFAC GRAFICELE IN AUTOCAD

a

Figura 3.11. Mecanismul de acționare a direcției cu pinion și cremalieră

Mecanismele de acționare a direcției cu roți dințate cilindrice sau conice se utilizează destul de rar datorită dificultății obținerii raportului de transmitere necesar în cazul unor gabarite acceptabile precum și datorită reversibilității mari. În prezent se utilizează din ce în ce mai mult la autoturisme mecanismul cu pinion și cremalieră deoarece asigură rapoarte de transmitere mari (bracări mari ale roților la rotiri mici ale volanului). Mecanismul de acționare cu pinion și cremalieră (fig. 3.11 a) se utilizează destul de des la autoturismele cu suspensie independentă a roților și bara transversală de direcție. Astfel, numărul articulațiilor trapezului de direcție se reduce la patru față de alte soluții care necesită cel puțin șase articulații. Pinionul cu dinți înclinați 8 al arborelui volanului 5 este montat pe doi rulmenți radiali axiali 7, al căror joc se reglează cu ajutorul unor garnituri montate sub capacul inferior 11 al casetei de direcție. Cremaliera 9, este realizată pe o bară cu secțiune circulară care ghidează în țeava de oțel 6. Suportul 3 asigură angrenarea corectă între pinion și cremalieră. Jocul angrenajului se stabilește cu ajutorul garniturilor 2. În orificiul din centrul suportului se montează plungerul de bronz 4 care este apăsat pe cremalieră de arcul 10 în scopul compensării jocurilor din angrenaj. Efortul produs de plunger nu trebuie să depășească o anumită valoare pentru a nu provoca griparea. Burduful din cauciuc 1 împiedică pătrunderea murdăriei la angrenaj. Randamentul direct este de 0,65 iar cel indirect de 0,59. Raportul de transmitere este constant (fig. 3.11 b).

a

b

Figura 3.12. Soluții constructive de mecanisme de acționare a direcției cu pinion si cremalieră

Mecanismele de acționare a direcției cu pinion și cremalieră au o reversibilitate mare. Pentru micșorarea ei, unele mecanisme sunt prevăzute cu un arc de readucere care se opune rotirii volanului și reduce din reversibilitatea mare a acestui mecanism. În figura 3.12 sunt prezentate variante constructive ale mecanismului de acționare a direcției cu pinion și cremalieră.

La soluția din figura 3.12 a, jocul dintre pinionul 2 și cremaliera 3 este compensat de arcul 5. În scopul atenuării șocurilor de la volan, se utilizează articulația elastică 4 montată pe arborele volanului 1. Cuzinetul flotant 8 servește la ghidarea cremalierei. Etanșarea mecanismului se realizează prin inelul de etanșare 7 și burduful elastic 6.

În cazul soluției din figura 3.12 b, reglarea jocului dintre pinionul 1 și cremaliera 2 se realizează prin rotirea manșonului excentric 3 în care se găsește dispus pinionul. Fixarea manșonului într-o anumită poziție se face cu ajutorul șurubului 4.

Soluția reprezentată în figura 3.12 c, permite reglarea jocului din angrenaj cu ajutorul unei pastile deplasabile radial (prin șurubul de reglare 2) în care se găsește montat lagărul 1 al axului pinionului. La mecanismul de acționare a direcției cu pinion și cremalieră, raportul dintre viteza liniară v a cremalierei 2 și viteza unghiulară a pinionului 1 este constant și egal cu raza de divizare a pinionului (fig. 3.13):

= sau = ; (3.18)

în care

m – modulul danturii;

z – numărul de dinți ai pinionului.

Figura 3.13. Schema cinematică a mecanismului de acționare a direcției cu pinion și cremalieră

În cazul mecanismelor de acționare a direcției cu pinion și cremalieră, prin raport de transmitere se înțelege în mod convențional raportul dintre diametrul volanului și diametrul de divizare al pinionului:

(3.19)

Dispozitivul prezentat în figura 3.8 transformă, prin angrenajul pinionului 3 și cremalierei 1, mișcarea de rotație a volanului, aplicată de către conducătorul auto, într-o mișcare liniară a capetelor sferice 2, care operează mecanismul de direcție. Cremaliera realizează între timp si operația de virare.

Datorită simplității mecanismului și a frecării reduse dintre flancurile dinților, eficiența mecanică este, de obicei, excelentă; acest fapt este util deoarece reduce reacția cuplului de la volan și oferă șoferului o senzație adevărată și precisă a frecării dintre pneu și drum.

Ca un dezavantaj, raportul de transmitere al direcție nu poate crește peste anumite valori deoarece este limitat de mărimea dinților.Volanul, prin urmare, întotdeauna are un răspuns imediat; acest fapt, în general pozitiv, se opune aplicării acestui mecanism pentru vehiculele grele.

Prin urmare, la fel cum servodirecția a fost odată limitată la mașini de lux, cremaliera și pinionul a fost limitată la autovehicule mici.

În figura 3.9 se prezintă o secțiune transversală a acestei casete de direcție prin axa pinion;
această versiune nu are servodirecție. Pinionul 1 este susținut de rulmentul cu bile 2 și de către rulmentul cu ace 3; rulmentul cu bile reacționează la încarcări radiale si axiale, în timp ce rulmentul cu ace reacționează numai la sarcini radiale. Cremaliera este susținută de blocul de alunecare 4, împins de arcul 5, care controlează presiunea dintre pinionul 1 și cremaliera 6.

Figura 3.8. Caseta de direcție cu pinion-cremalieră; punctul de angrenare dintre cremalieră și pinion este detaliat în vedere de mai jos

Figura 3.9. Detaliul la scară mărită al casetei de direcție cu pinion-cremalieră

Trebuie remarcat faptul că roțile dințate sunt de tip elicoidal, pentru a permite
un raport de contact transversal mai mare.

O bucșe de alunecare 7, din teflon, oferă al doilea punct de sprijin, la celălalt capăt al cremalierei. Arcul pretensionat 5 dintre pinion și cremalieră controleazăfrecarea internă dintre părți. Deoarece bucșa de alunecare 4 este montată cu degajare determinată, arcul poate absorbi, de asemenea, încărcările dinamice ale cremalierei; dopul filetat 8, ajustat pe linia de asamblare, determină valoarea acestei degajări.

Cremaliera și pinionul sunt lubrifiate în interiorul cutiei în formă tubulară; capetele sferice care conectează cremaliera cu tiranții se află în același ulei. Două burdufe de cauciuc flexibile evită scurgerile de lubrifiant și contaminările cu praf.

Caseta de direcție este fixată pe caroseria mașinii sau sub cadru, prin două orificii; aceste suporturi sunt dotate cu bucșe de cauciuc, pentru a filtra zgomotul și vibrațiile.
Raportul de transmitere este determinat pe de-oparte de geometria mecanismului, dar
un rol important il are raza pinionului. Odată ce pinionul este construit, sau o anumită valoare pentru cercul de bază este stabilită, această relație simplă se aplică:

d = (3.13)

în care θ reprezintă unghiul de presiune al sculei de tăiere a cremalierei care a generat
dintele roții;

Această caracteristică este folosită de cremaliere cu scăderea unghiului de presiune pe fiecare dinte, începând cu acei dinți care angrenează cu pinionul când roțile sunt drepte și merge la dinții care angrenează cu unghiuri de virare mari. În acest mod în care crește raza elicei pasului, crește unghiul de virare; rezultatul este că, controlul direcției este rapid la mare viteză, când unghiurile de direcție sunt mici, în timp ce cuplul de reacție al virării este redus în manevrele de parcare, atunci când unghiurile de virare sunt mari.

Un punct critic al cremalierei este dimensiunea sa laterală, care este determinată
de cursa necesară (unghiul de virare dintr-o parte în cealaltă) și de distanța convenabilă
dintre punctele de lagăr. Trebuie, de asemenea, amintit că pinionul și coloana de direcție trebuie să fie poziționate între picioarele șoferului.

Pentru a rezolva această problemă, casetele de direcție cu capete sferice centrale sunt proiectate (fig. 3.10). În acest caz, caseta are o tăietură prin care cele două capete pot
ieși înafară, pentru a opera mecanismul de direcție. Această configurație poate fi utilizată atunci când este necesar pentru a mări lungimea celor două tije de legătură pentru a obține un comportament corect cinematic în timpul cursei; acest lucru se întâmplă atunci când brațele de direcție sunt îndreptate către înainte în loc de înapoi din motive de instalare (așa cum se arată în imagine) sau atunci cand autovehiculul este prea îngust.

Comportamentul cinematic este condiționat de poziția cremalierei, dar libertatea de poziționare este limitată.

Figura 3.10. Caseta de direcție cu pinion-cremalieră cu capete sferice centrale, este utilă pentru rezolvarea problemelor de instalare;

Dimensiunile motorului, în funcție de poziția acestuia, condiționează instalarea cremalierei.În mașinile cu motor dispus longitudinal și tracțiune spate, cremaliera poate fi instalată în fața motorului, atunci când axa față este, de asemenea, în fața motorului, cu brațele de direcție îndreptate către înainte. Acesta poate fi, de asemenea, instalată în spatele centrului roților cu brațele îndreptate către înainte. În ambele cazuri, cremaliera trebuie instalată sub pompa de ulei. La autovehiculele cu tracțiune față și motor dispus transversal, cremaliera trebuie să fie instalată în spatele motorului, iar brațele de direcție deobicei îndreptate înapoi.

O altă constrângere a instalării cremalierei este reprezentată de necesitatea de a obține o poziție corectă pentru volan.

3.4.6. Calculul mecanismului de acționare a direcției

Determinarea forțelor care acționează în sistemul de direcție în diverse condiții de deplasare ale automobilului este o problemă dificilă. Din aceste motive, sistemul de direcție se calculează în ipoteza că forța tangențială maximă care se aplică de către conducător volanului poate atinge valoarea de 400 N.

Arborele volanului este solicitat la torsiune sub acțiunea forței aplicată la raza :

= ; = 400 ; (3.20)

Efortul unitar de torsiune se determină cu relația:

= = ; (3.21)

Având în vedere că arborele volanului este de formă tubulară, relația pentru calculul efortului unitar de torsiune devine:

= ; (3.22)

Se admite o solicitare = 40-50 N/mm. Valorile eforturilor unitare admisibile sunt date pentru = 400 N.

Figura 3.14. Schema pentru calculul mecanismului de acționare a direcției

În figura 3.14 se reprezintă schema forțelor care acționează asupra mecanismului de acționare a direcției. Calculul mecanismului de acționare se face cu ajutorul metodelor folosite la calculul angrenajelor, în funcție de particularitățile constructive.

Dantura se calculează la încovoiere sau la presiunea de contact datorită forței tangențiale care este dată de relația:

= = ; (3.23)

Modulul pinionului se determină cu relația:

m = [cm]; (3.24)

în care

– coeficientul de formă al danturii;

– numărul de dinți ai pinionului;

– coeficient de corecție al sarcinii;

– coeficient de lățime al danturii;

– rezistența admisibilă la încovoiere.

3.5. Construcția transmisiei direcției

Transmisia direcției are funcția de a orienta (poziționa) roțile de direcție pe traiectoria dorită de conducător. Bracarea roților de direcție se face cu ajutorul transmisiei direcției care este un mecanism cu pârghii articulate cu 4, 6 sau 8 elemente. Datorită faptului că axele pivoților nu sunt paralele, transmisia direcției este în realitate un mecanism articulat spațial.

Se impune ca transmisia direcției să fie simetrică față de axa longitudinală a automobilului pentru a asigura acestuia aceeași lege de virare atât la stânga cât și la dreapta.

Construcția transmisiei direcției este determinată de tipul constructiv al punții din față și de locul unde sunt plasate roțile de direcție.

3.5.1. Transmisia direcției în cazul punții articulate

La automobilele cu puntea articulată (roti cu suspensie independentă), mecanismul patrulater devine incompatibil cu deplasarea pe verticală a fiecărei roți separat. În cazul acesta, transmisia direcției are bara transversală de direcție secționată în două sau mai multe părți (transmisia direcției având la bază lanțul cinematic cu 6 sau 8 elemente).

MACAR O SCHEMA ADAUGATA

3.5.2. Elemente constructive ale transmisiei direcției

Transmisia direcției este formată din bare și pârghii legate între ele prin articulații sferice care mai au și rolul de a elimina jocurile datorate uzurii și de a amortiza șocurile.

Articulațiile sferice se clasifică în funcție de forma bolțului sferic, cinematica elementelor și sistemul de reglare al jocului. Bolțul poate avea capul sub formă sferică (fig. 3.15 a,b,c,e) sau semisferică și tronconică (fig. 3.15 d).

a b

c d e

Figura 3.15. Tipuri constructive de articulații sferice: 1-capul bolțului, 2-pastile, 3-arc de compensare

În funcție de construcția elementelor, articulațiile pot avea cinematică simplă sau compusă. La articulațiile cu cinematică simplă, capul sferic al bolțului efectuează față de tija în care este montat atât o mișcare în jurul axei bolțului cât și în jurul axelor care trec prin centrul sferei. Toate articulațiile cu bolț cu capul sub formă sferică au o cinematică simplă. În cazul articulației cu cinematica compusă, mișcarea se poate descompune în două: una în jurul axei bolțului și alta în jurul axelor care trec prin centrul sferei și sunt perpendiculare pe axa bolțului. La mișcarea în jurul axei bolțului, suprafața de lucru alunecă pe pastile în timp ce la mișcările în jurul axelor ce trec prin centrul sferei, pastila alunecă în raport cu capul tijei (exemplu fig. 3.15 d).

În funcție de sistemul de reglare a jocului, articulațiile sferice pot fi elastice și tip pană. În cazul articulațiilor elastice, jocurile datorate uzurii sunt compensate automat cu ajutorul unui arc care poate acționa axial (fig. 3.15 b,c,d) sau radial (fig. 3.15 a).

Diametrul sferei articulațiilor se adoptă astfel:

20…24 mm la automobile ușoare;

27…30 mm la automobile mijlocii;

32…35 mm la automobile grele.

Intensitatea șocurilor care se transmit mecanismului de acționare a direcției și volanului depind de tipul constructiv al acestor articulații sferice. Articulațiile sferice trebuie unse periodic și de aceea se prevăd cu un gresor. În ultima perioadă, pentru simplificarea întreținerii în exploatare, se folosesc pe scară tot mai largă articulații sferice capsulate (fig. 3.15 e). La aceste articulații partea sferică a bolțului și pastilele au aplicate pe ele un strat din material plastic de circa 2,5 mm impregnat cu bisulfură de molibden pentru reducerea frecării. Articulația este umplută la montare cu o unsoare pe bază de calciu și apoi se capsulează.

Figura 3.16. Construcția barei longitudinale de direcție

În figura 3.16 se exemplifică, construcția barei longitudinale de direcție. Bara de formă tubulară are capetele îngroșate pentru montarea articulațiilor sferice care fac legătura cu levierul de direcție și cu brațul fuzetei. Articulația sferică este formată din bolțul cu cap sferic 2, montat între pastilele 5. Întregul ansamblu se află sub tensiunea arcului 6 care are rolul de a compensa jocurile produse de uzură și de a atenua șocurile transmise de roți la volan. Montajul ansamblului este realizat prin șurubul 4 asigurat cu un cui spintecat iar deplasările bolțului sunt determinate de limitatorul 7. Articulația este etanșată cu garnitura 3 (fixată într-o manta de tablă) executată din cauciuc rezistent la acțiunea uleiului. Ungerea se face prin gresorul 8. Pe tija conică 9 a bolțului se montează levierul de direcție sau brațul fuzetei care se fixează cu piulița crenelată 1.

Figura 3.17. Construcția barei transversale de direcție

În figura 3.17 se reprezintă construcția barei transversale de direcție. Capul de bară cu articulația sferică este înșurubat în bara tubulară 7 și asigurat cu colierul de strângere 6. Capul de bară se compune din corpul 9 în care este montat bolțul cu cap sferic 4, între pastilele 5 și 8 ce se găsesc sub tensiunea arcului 10. Capacul 11 este asigurat cu inelul elastic 12 și servește la închiderea ansamblului. Burduful 14 realizează etanșarea și este strâns pe corpul 9 de arcul 13, iar pe tija bolțului fiind fixat în bucșa cu guler 3. Piulița crenelată 2 asigurată cu cuiul spintecat 1 servește la fixarea articulației de levierul fuzetei. Ungătorul 15 realizează ungerea ansamblului.

3.5.3. Alegerea parametrilor transmisiei direcției

Dinamica și cinematica autovehiculului în viraj depind în mare parte de raportul dintre unghiurile de bracare ale roților de direcție. Pentru alegerea raportului optim dintre unghiurile de bracare ale roților de direcție trebuie sa avem în vedere ca uzura anvelopelor să fie minimă.

Trebuie arătat că acest raport influențează stabilitatea mișcării automobilului, rezistențele la deplasarea în viraj și raza minimă de viraj. Dacă nu se ia în considerare devierea laterală a pneurilor, raportul optim dintre unghiurile de bracare ale roților de direcție va fi raportul pentru care axele de rotație ale roților se intersectează pe prelungirea axei punții posterioare (fig. 3.18). În cazul acesta roțile rulează fără alunecare, iar unghiul de bracare al roții interioare trebuie să fie mai mare decât unghiul de bracare al roții exterioare .

Figura 3.18. Schema virajului autovehiculului pentru determinarea raportului dintre unghiurile de bracare ale roților de direcție

Legătura dintre unghiurile de bracare ale celor două roți de direcție este dată de relația:

ctg ctg constant; 3.74

La viteze mari de deplasare ale autovehiculului în viraj trebuie ținut cont de influența deformației transversale a pneurilor(unghiurile de derivă și ), iar legătura dintre unghiurile de bracare se determină cu relația:

ctg ctg ; 3.75

Dacă în primul caz raportul dintre unghiurile de bracare ale roților este determinat prin parametrii constructivi, în al doilea caz raportul depinde de mărimea d, care este funcție de raza de virare și de viteza de deplasare, dar și de raportul adoptat dintre unghiurile de deviere laterală ale roților de direcție.

După unii cercetători, unghiurile de derivă ale roților de direcție trebuie alese la fel, iar după alții trebuie alese diferite în funcție de diverși parametrii. În prezent această alegere se face folosind relația 3.74.

În figura 3.18 este prezentată dependența dintre unghiurile de bracare ale roților de direcție pentru diferite valori ale unghiului , unghi format dintre levierele fuzetelor și puntea anterioară. Curba teoretică, corespunzătoare unghiului se determină cu relația 3.74. Curbele corespunzătoare unghiurilor și se deosebesc de cea teoretică. Pentru valoarea optimă a unghiului , curba reală a unghiurilor de bracare intersectează într-un punct curba teoretică.

Alegerea punctului de intersecție care asigură abaterea minimă a rapoartelor dintre unghiurile de bracare reale și cele teoretice, într-o anumită zonă a unghiurilor de bracare ale roților de direcție care se folosesc cel mai des în exploatare, depinde de constructor.

Dacă se utilizează un trapez de direcție cu bară transversală de direcție secționată, există posibilități mari ca cinematica teoretică a trapezului de direcție și cea reală să fie coincidente.

Figura 3.19. Dependența dintre unghiurile de bracare și ale roților de direcție, pentru valori diferite ale unghiului de înclinare a levierelor fuzetelor

Figura 3.20. Schema pentru determinarea elementelor trapezului de direcție la autovehiculele cu punte rigidă

Alegerea unghiului de înclinare a levierelor fuzetelor, după unii cercetători se face atunci când direcțiile levierelor se întâlnesc în punctul A, în timp ce alți cercetători spun că trebuie să se întâlnească în punctul .

În funcție de unghiurile teoretice maxime de bracare ale roților de direcție și , valoarea unghiului se determină cu relația:

; ( )

Unghiul se mai poate determina utilizând graficul din figura 3.21. Cunoscând raportul și adoptând , se determină unghiul .

Figura 3.21. Grafic pentru determinarea elementelor trapezului de direcție

Pe cale grafică sau analitică se verifică precizia cinematicii trapezului de direcție în cazul parametrilor aflați prin una din metodele indicate mai sus.

Figura 3.22. Schema pentru verificarea grafică a parametrilor trapezului de direcție

3.5.4. Calculul transmisiei direcției

…….mai vine ceva aici…….

Schema cinematică pentru regimul de calcul în linie dreaptă:

Aici vine figura din AUTOCAD desenată de mine prima.

La mersul in linie dreaptă, calculul de rezistență se face luând în considerare forța maximă la volan = 400 N. Forța din cremalieră se determină cu relația:

= ; (3.25)

în care – raza volanului;

– raportul de transmitere al mecanismului de acționare;

– raza de divizare a pinionului.

Cunoscând forța , forțele din barele mecanismului se determină cu relațiile:

= cos ; (3.26)

= (-); (3.27)

= (-); (3.28)

= = cos(-). (3.29)

Știind forțele care acționează în bare, se pot face verificările corespunzătoare.

Schema cinematică pentru regimul de calcul în viraj:

Aici vine figura din AUTOCAD desenata de mine a doua.

La mersul în viraj, calculul de rezistență se face pornind de la forțele tangențiale si care acționează asupra roților în timpul virajului.

Forțele din barele mecanismului se determină cu relațiile:

= ; (3.30)

= cos . (3.31)

Bibliografie

ALEXANDRU, P., ș.a., Mecanismele Direcției Autovehiculelor, București, Editura Tehnică, 1977;

NEAGOE, D., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Vol. II, Craiova, Editura Universitaria, 2011;

OȚĂT, V., ș.a., Dinamica Autovehiculelor, Craiova, Editura Universitaria, 2006;

UNTARU, M., ș.a., Calculul și Construcția Automobilelor, București, Editura Didactică și Pedagogică, 1982;

Bibliografie

ALEXANDRU, P., ș.a., Mecanismele Direcției Autovehiculelor, București, Editura Tehnică, 1977;

NEAGOE, D., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Vol. II, Craiova, Editura Universitaria, 2011;

OȚĂT, V., ș.a., Dinamica Autovehiculelor, Craiova, Editura Universitaria, 2006;

UNTARU, M., ș.a., Calculul și Construcția Automobilelor, București, Editura Didactică și Pedagogică, 1982;