Universitatea POLITEHNICĂ Bucureşti Facultatea de Transporturi Catedra AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT
AUTOMOBILE II
Conducător proiect: Conf. dr. ing. Viorel Mateescu
Student: Popa Sorin Grupa 8402 a
2010
1
TEMĂ DE PROIECT
Să se proiecteze schimbătorul de viteze mecanic cu variaţia în trepte a raportului de transmitere şi puntea faţă cu suspensia sa pentru automobilul cu următoarele carateristici conform temei de proiect Automobile I: – – – – – – – –
tipul automobilului: autoturism caroseria: berlină numărul de persoane (locuri): 5 masa utilă maximă constructivă:500 kg viteza maximă in palier: 190 km/h panta maximă: 34 % formula roţilor: 4x2 echipat MAS
Cuprins 2
I.
Partea I. Proiectarea schimbătorului de viteză cu variaţie în trepte a raportului de transmitere 1. Capitolul 1. Etajarea schimbătorului de viteze 1.1.Determinarea şi definitivarea raportului de transmitere al trasmisiei principale 1.2.Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze 1.3. Etajarea schimbătorului de viteze 1.3.1 Determinarea numărului minim posibil de trepte de viteză 1.3.2 Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de viteze 1.3.3 Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbătorului de viteze 1.3.4 Trasarea diagramei fierăstrău 1. Capitolul 2. Determinarea performanţelor de tracţiune 1.1. Trasarea caracteristicilor de tracţiune 1.1.1. Trasarea propriu-zisă a caracteristicilor de tracţiune 1.1.2. Determinarea performanţelor automobilului cu ajutorul caracteristicii de tracţiune 1.2. Trasarea caracteristicii dinamice 1.2.1. Trasarea propriu-zisă a caracteristicilor dinamice 1.2.2. Determinarea performanţelor automobilului cu ajutorul caracteristicii dinamice 1.3. Trasarea caracteristicilor acceleraţiilor 1.3.1. Definirea şi trasarea carateristicilor acceleraţiilor 1.3.2. Determinarea acceleraţiei maxime şi medii în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze 1.4. Trasarea caracteristiciilor de demarare 1.4.1. Trasarea caracteristicilor timpului de demarare în funcţie de viteză 1.4.2. Trasarea caracterisitcilor spaţiului de demarare în funcţie de viteză 1.4.3. Determinarea parametrilor de demarare 2. Capitolul 3. Studiul soluţiilor constructive posibile pentru schimbătorul de viteză şi alegerea justificată a soluţiei pentru schimbătorul de viteză care se proiectează. 2.1. Scurtă justificare a prezenţei schimbătorului de viteze pe automobil 2.2. Prezentarea unui schimbător de viteză asemănător celui care se proiecteză 2.3. Prezentarea şi analiza soluţiilor constructive posibile pentru componentele schimbătorului de viteză 2.4. Alegerea justificată a soluţiei constructive posibile pentru schimbătorul de viteză şi pentru componentele acestuia 3. Capitolul 4. Stabilirea schemei de organizare a schimbătorului de viteze şi determinarea numărului de dinţi pentru roţile dinţate 3.1. Stabilirea schemei de organizare a schimbătorului de viteze 3.2. Determinarea numărului de dinţi pentru fiecare roată 3.3. Definirea numărului de dinţi pentru mersul înapoi 3.4. Parametrii geometrici ai roţilor dinţate 4. Capitolul 5. Calculul şi proiectarea mecanismului reductor 4.1. Alegerea materialului pentru roţile dinţate şi pentru arbori 4.2. Calculul şi proiectarea roţilor dinţate 4.3. Calculul şi proiectarea arborilor 4.3.1. Calculul arborelui primar 3
4.3.2. Calculul arborelui secundar 4.4. Calculul şi alegerea rulmeţilor I.
Partea II. Proiectarea punţii şi a suspensiei din faţă 1. Capitolul 1. Studiul soluţiilor constructive pentru puntea din faţă şi alegerea justificată a soluţiei pentru puntea care se proiectează 1.1. Rolul punţii din faţă 1.2. Prezentarea a două soluţii constructive pentru puntea din faţă 1.3. Prezentarea soluţiilor constructive posibile pentru componentele punţii din faţă 1.4. Alegerea justificată a soluţieie constructive pentru puntea care se proiectează 2. Capitolul 2. Studiul soluţiilor constructive pentru suspensia din faţă şi alegerea justificată pentru suspensia care se proiectează 2.1. Selecţionarea elemntelor elastice posibile pentru puntea care se proiectează 2.2. Studiul soluţiilor constructive de dispubere a elemntelor elastice şi stabilirea dispunerii lui în cadrul punţii 2.3. Studiul soluţiilor constructive posibile pentru amortizoare 2.4. Studiul soluţiilor de montare a amortizorului şi alegerea soluţiei de montare a amortizorului pe puntea care se proiectează 2.5. Dispunerea tampoanelor limitatoare de cursă 2.6. Dispunerea barelor stabilizatoare şi poziţionarea legăturilor ei cu elementele punţii 2.7. Prezentarea de detaliu a soluţiilor constructive adoptate pentru suspensia din faţă
4
Partea I Proiectarea schimbătorului de viteză cu variaţie în trepte a raportului de transmitere
5
Capitolul 1. Etajarea schimbătorului de viteze 1.1. Determinarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze. Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate. Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate. Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN. Se ştie că: V=0.377⋅rr⋅ni0⋅isk kmh (1.1) iar pentru viteza maximă relaţia devine: Vmax=0.377⋅rr⋅nVmaxi0⋅iSN kmh (1.2) unde iSN depinde de tipul de schimbător adoptat. Pentru schimbător cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05. Din relaţia (1.2) rezultă (i0)pred=0.377⋅rr∙nVmaxiSN⋅Vmax (1.3) unde nVmax=ζ∙nP (1.4) nVmax=ζ∙nP=1.25⋅6000=7500 rot/min Conform relaţiei (1.3) rezultă (i0)pred=0.377⋅rr∙nVmaxiSN⋅Vmax=0.377∙0.29⋅75000.97∙190=4.45 Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă. Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac. Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 1.1. Tabel 1.1 Nr. crt
Numar dinţi pinion (Zp)
Număr dinţi coroană (Zc)
1
15
67
2
17
76
3
19
85 Fig. 1.1
6
i0pred
ief 4.47
4.45
4.47 4.47
Deoarece automobilul este organizat după soluţia totul faţă, schimbătorul de viteze care se va adopta este unul cu doi arbori, iar transmisia principală este o transmisie cilindrică simplă, având raportul de transmitere i0t=4.47. Pinionul de atac are Zp=15 dinţi, coroana are Zc=67 dinţi.
1.2. Determinarea raportului al primei trepte a schimbătorului de viteze Atunci când automobilul rulează pe drum cu viteză constantă , atunci când e cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia, el poate urca o anumită pantă maximă pdmax.Viteza corespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă. Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie să crească forţa de tracţiune la roată.Acest lucru se poate realiza dacă se foloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucât rezistenţele la înaintare variază între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiter al acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele la înaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numeşte schimbător de viteze. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze utilizând următoarele criterii: 1. Criteriul învingerii pantei maxime impuse în temă. 2. Criteriul deplasării în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă stabilă. 3. Criteriul solicitării ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.
1.1.1. Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă. La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă. Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia: iS1=Ψmax∙Ga∙rdMmax∙i0∙ηt
(1.5) în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia: Ψmax≅f0∙cosαpmax+sinαpmax unde αpmax=arctg(pmax) (1.6) Ψmax≅f0∙cosαpmax+sinαpmax=0.016∙cos18.78+sin18.78=0.337 iS1=Ψmax∙Ga∙rdMmax∙i0∙ηt=0.377∙1700∙9.81∙0.28130∙4.47∙0.92=3.33
1.1.2. Determinarea lui iS1 din condiţia de viteză minimă stabilă Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drum modernizat în palier. Utilizând această condiţie , valoarea acestui raport este dată de relaţia: 7
iS1=0.377∙rr∙nmini0∙Vmin unde
(1.7)
Vmin =6..10 km/h şi nmin=0.2 nP nmin=0.2∙6000=1200 rot/min Vmin=10 km/h
iS1=0.377∙rr∙nmini0∙Vmin=0.377⋅0.29⋅12004.42⋅10=3
1.1.3. Determinarea lui iS1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la
cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc
Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc.Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului, n0 şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: iS1=0.11∙iSNζ∙n0⋅Vmax⋅kanP⋅Ca⋅Psp⋅1μ (1.8) unde: n0=1500+nM3 ka=1.23 μ=LspMsp (1.9) n0=1500+nM3=1500+44003=2967 rot/min μ=LspMsp =950 iS1=0.11∙iSNζ∙n0⋅Vmax⋅kanP⋅Ca⋅Psp⋅1μ=iS1=0.11∙0.971.25∙2967⋅190⋅1.23600 0⋅1.25⋅43.53⋅1950=3 În urma determinării raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze, utilizând criteriile amintite, valoarea lui iS1 în toate cele trei cazuri este apropiată. Valoarea raportului din prima treaptă este limitată de aderenţă, de aceea se face o verificare la aderenţă utilizând formula: isv1=(φx+f)∙Zkφ⋅rrMmax⋅i0⋅ηt (1.10) unde: – φx- coeficientul de aderenţă φx=0.7÷0.9 – f – coeficientul de rezistenţă la rulare f = 0.023 – Zkφ⋅- încărcarea pe vericală la puntea motoare – Mmax- momentul motor maxim Mmax=130 daN Aplicând formula rezultă: isv1=(φx+f)∙Zkφ⋅rrMmax⋅i0⋅ηt=(0.8+0.023)⋅8110⋅0.29130⋅4.47⋅0.92=3.3 În concluzie valoare adoptată ,ţinând cont şi de limita de aderenţă se adoptă pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze iS1=3.33 .
1.1. Etajarea schimbătorului de viteze 1.1.1. Determinarea numărului minim posibil de trepte de viteză. 8
Ţinând seama de tipul automobilului proiectat, schimbătorului de viteză va fi etajat în progresie geometrică. Acest tip de etajare permite utilizarea întregii game de turaţii a motorului, astfel motorul find mai economic. Gama de variaţie a turaţiei motorului este cuprinsă între turaţia minimă stabilă şi turaţia de sarcină totală nmin şi nmax . Aprecierea intervalului de turaţiei ale motorului într-o treaptă dată trebuie să fie considerată situaţia cînd motorul funcţionează la sarcină totală. Intervalul de turaţii va fi: In=[n’,n”], unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax Cum raportul de transmitere în prima treaptă şi raportul de transmitere în treapta de priză directă se cunosc, respectiv isv1 = 3.33, isn = 0.97, ramâne de determinat numărul de trepte ale schimbătorului de viteze după formula: N=1+lnisv1isnlnn"n' (1.11) unde:
n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax isv1 – raportul de transmitere în prima treaptă isn – raportul de transmitere în priză directă Aplicând formula rezultă numărul minim de trepte ale schimbătorului: N=1+lnisv1isnlnn"n'=1+ln3.330.97ln60004400=5 trepte unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n’ = 4400 rot/min n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax n” = 6000 rot.min isv1 – raportul de transmitere în prima treaptă isv1 = 3.33 isn – raportul de transmitere în priză directă isn = 0.97 Prin urmare, pentru acelaşi interval de turaţii în fiecare treaptă avem: isjisj-1=n'n" (1.12)
1.3.2 Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de viteze Relaţia (1.11) arată că rapoartele de transmitere sunt în progresie geometrică şi cunoscînduse şi numărul de trepte N avem relaţia: rG=N-1isnisv1 (1.13) Introducînd în formulă obţinem: rG=N-1isnisv1=40.973.33=0.73
1.3.3 Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbătorului de viteze Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere este: 9
isj=isv1⋅rGj-1 cu j=2,N
(1.14)
Aplicând formula rezultă raportele de transmitere intermediare, respectiv: – is1=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.730=3.33 – is2=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.731=2.43 – is3=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.732=1.77 – is4=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.733=1.29 – is5=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.734=0.97 – is6=isv1⋅rGj-1 =3.33⋅0.735=0.7
1.3.4 Trasarea diagramei fierăstrău 1.3.4.1 Determinarea vitezei inferioare şi superioare în fiecare treptă Avantajul important al etajării în progresie geometrice este că el impune numărul minim de trepte. Viteza inferioară în treaptă j este: Vj'=0.377∙rr⋅n'i0⋅isj j=1,N
(1.15)
Viteza superioară în treaptă j este: Vj"=0.377∙rr⋅n"i0⋅isj j=1,N
(1.16)
Valorile vitezelor în fiecare treptă sunt date în tabelul 1.2. Tabel 1.2 Treaptă 1
Vj' [km/h] 32
Vj" [km/h] 44
2
44
60
3
61
83
4
83
114
5
111
151
6
154
210
1.3.4.2. Determinarea intevalului de viteză Intervalul de viteze în fiecare treaptă, motorul funcţinând la sarcină totală, este: IVj=Vj"-Vj' 10
(1.17)
Din relaţia precedentă rezultă că intervalul de viteze creşte în progresie geometrică în funţie de numărul de ordine al treptei. Intervalul cel mai mare este în ultima treaptă. Această proprietate a etajării în progresie geometrică este avantajoasă deoarece funcţionarea cu treapta superioară de viteză cuplată asigură un consum redus de combustibil. Intervalele de viteză pentru fiecare treaptă de viteză sunt prezentate în tabelul 1.3. Tabel 1.3 Treaptă Interval de viteză [km/h] 1 2 3 4 1.3.4.3. Trasarea fierăstrău
5
propriu-zisă
6
a
diagramei
Cu datele obţinute în tabelele 1.2 şi 1.3 se trasează diagrama evidenţiindu-se intevalele de viteză pentru fiecare treapta. Diagrama este ilustrată în figura 2. Un dezavantaj al acestei etajări se manifestă prin performanţe de demarare mai reduse ale automobilului în domeniul vitezelor mari.
Fig 1.2 Diagrama fierăstrău
Capitolul 2. Determinarea performanţelor de tracţiune 2.1. Trasarea carateristicilor de tracţiune 2.1.1. Trasarea caracteristicii de tracţiune 11
Pentru trasarea caracteristicii de tracţiune trebuie să se determine forţa de tracţiune generată de automobil în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze.Pentru aceasta se utilizează forumula: Ft=Mrrr=Men, χ∙isk∙i0∙ηtrr
(2.1) unde: – – – –
isk este valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale �t randamentul transmisiei Men, χ momentul motor
Pentru studiul performanţelor maxime de tracţiune, trebuie analizată variaţia forţei de tracţiune în funcţie de viteză, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar schimbătorul de viteze este cuplat succesiv în toate treptele. Forţa de tracţiune este direct proporţională cu momentul Me , forma curbei sale de vaţie fiind similară cu acestuia. Momentul Me se determină cu formula:
(2.2)
Me= MP∙αα'+ ββ'nnP- γγ'nnP2 unde: – MP=
Me
maxca
(2.3) –
nP=
nMce
(2.4) Valorile forţei de tracţiune în funcţie de viteza obţinută în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze sunt prezentate în tabelul 2.1: Tabel 2.1 Forţa de tracţiune [N]
isv 3.33 8613
2.43 6285
1.77 4578
1.29 3337
0.97 2509
0.7 1811
8592
6270
4567
3329
2503
1806
8558
6245
4549
3315
2493
1799
8510
6210
4523
3296
2479
1789
8448
6165
4490
3273
2461
1776
8372
6110
4450
3243
2439
1760
8283
6045
4403
3209
2413
1741
8181
5970
4348
3169
2383
1720
8065
5885
4287
3124
2349
1695
7935
5790
4218
3074
2311
1668
7792
5686
4141
3018
2270
1638
7635
5571
4058
2958
2224
1605
12
7464
5447
3967
2891
2174
1569
7280
5312
3869
2820
2121
1530
7082
5168
3764
2744
2063
1489
6871
5014
3652
2662
2001
1444
6646
4850
3532
2574
1936
1397
6407
4676
3406
2482
1866
1347
6155
4492
3272
2384
1793
1294
5889
4298
3130
2281
1716
1238
5610
4094
2982
2173
1634
1179
Forţa de tracţiune obţinută pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze se obţine familia de curbe a forţei de tracţiune în funcţie de viteză prezentată în figura 2.1. Fig. 2.1 Caracteristica de tracţiune
2.1.2. Determinarea performanţelor automobilului cu ajutorul caracteristicii de tracţiune Indiferent de treapta schimbătorului de viteze, rezistenţele la înaintare cresc cu viteza. La o anumită valoare a vitezei, curba rezistenţelor intersectează curba forţei de tracţiune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de forţa necesară de tracţiune, deci aceasta este viteza maximă pe care automobilul o poate atinge în treapta respectivă. Se va determina viteza maximă, viteza critică a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând caracteristica de tracţiune. Pe această caracteristică vom trasa curba suma rezistenţelor la înaintare, locul unde aceasta intersectează curba forţei de tracţiune corespunde vitezei maxime pe care automobilul o poate dezvolta. Caracteristica de tracţiune şi curba rezistenţelor la înaintare sunt prezentate în figura 2.2.
13
Fig. 2.3 Caracteristica de tracţiune şi suma de rezistenţe Conform figurii 2.2 viteza maximă pe care automobilul o poate dezvolta în palier este în treapta a VI – a a schimbătorului de viteze şi aceasta este Vmax= 186 km/h. Pentru a determina viteza critică în fiecare treaptă, trebuie să transpunem curba rezistenţelor până când aceastea devine tangentă cu graficul forţei de tracţiune a acelei trepte. Curba rezistenţelor tangentă la forţa de tracţiune pentru fiecare treaptă este prezentată în figura 2.3, reprezentând vitezele critice în fiecare treptă de viteză a schimbătorului. Cunoscând vitezele critice din fiecare treaptă putem afla panta maximă ce poate fi urcată de automobil în acea treaptă. Valorile vitezelor critice şi cele ale pantei maxime sunt date în tabelul 2.2.
Fig. 2.3 Caracteristica de tracţiune pentru determinarea vitezei critice în fiecare treaptă Tabel 2.2 Treapta I a II – a a III – a a IV – a aV–a a VI – a
Viteza critică [km/h] 42 57 79 108 144 199
Panta maximă [0] 18 13 9 6 3 0
Pentru a evidenţia cât mai bine comportarea grupului motor-transmisie în diverse regimuri de funcţionare, vom considera în particular două situaţii: – un drum asfaltat având o pantă de 8%; – un drum din macadam cu o pantă de 12%. a) Se consideră un drum asfaltat cu o pantă de 8% Considerând panta dată se determină unghiul pantei: p=tgαp⇒αp=arctgp⇒αp=4.570 Având unghiul pantei calculat calculăm rezistenţa la pantă şi cu aceasta calculăm suma de rezistenţe. În caracteristica de tracţiune adăugăm şi suma de rezistenţe şi intersecţia acestei curbe cu caracteristica de tracţiune corespunzătoare treptei în care interseţia se face la viteza maximă posibilă pe care o poate atinge automobilul. Fig. 2.4 Conform figurii 2.4 se observă că se poate urca panta de 8% în a treapta V - a şi automobilul poate atinge viteza maximă posibilă de 140 km/h.
b) Se consideră un drum din macadam cu o pantă de 12% 14
Considerând panta dată se determină unghiul pantei: p=tgαp⇒αp=arctgp⇒αp=6.840 Având unghiul pantei calculat calculăm rezistenţa la pantă şi cu aceasta calculăm suma de rezistenţe. În caracteristica de tracţiune adăugăm şi suma de rezistenţe şi intersecţia acestei curbe cu caracteristica de tracţiune corespunzătoare treptei în care intersecţia se face la viteza maximă posibilă pe care o poate atinge automobilul.
Fig. 2.5 Conform figurii 2.5 se observă că se poate urca panta de 12% în a treapta V - a dar un regim mai stabil de funcţionare este în treapta a IV – a a schimbătorului şi automobilul poate atinge viteza maximă posibilă de 100 km/h.
2.2. Trasarea caracteristicii dinamice 2.2.1. Trasarea propriu-zisă a caracteristicii dinamice Performanţele de tracţiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de tracţiune ci şi de greutatea sa şi de factorul aerodinamic (K = k ∙A). Pentru a îngloba toate cele trei elemente de influenţă, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezintă raportul dintre forţa de tracţiune din care se scade rezistenţa aerului şi greutatea autovehiculului: D= Ft- RaGa (2.5) Deoarece forţa de tracţiune este dependentă de viteză şi de treapta în care este cuplat schimbătorul, rezultă că şi factorul dinamic depinde de aceiaşi factori. 15
Caracteristica dinamică reprezintă funcţia care exprimă dependenţa factorului dinamic de viteza automobilului pentru toate treptele schimbătorului de viteze atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Valorile factorului dinamic sunt date în tabelul 2.3: isv
Factorul dinamic
3.33 0.51
2.43 0.37
1.77 0.27
1.29 0.20
0.97 0.15
0.7 0.11
0.51
0.37
0.27
0.20
0.15
0.11
0.50
0.37
0.27
0.19
0.15
0.11
0.50
0.37
0.27
0.19
0.15
0.10
0.50
0.36
0.26
0.19
0.14
0.10
0.49
0.36
0.26
0.19
0.14
0.10
0.49
0.36
0.26
0.19
0.14
0.10
0.48
0.35
0.26
0.19
0.14
0.10
0.47
0.35
0.25
0.18
0.13
0.09
0.47
0.34
0.25
0.18
0.13
0.09
0.46
0.33
0.24
0.17
0.13
0.09
0.45
0.33
0.24
0.17
0.12
0.08
0.44
0.32
0.23
0.17
0.12
0.08
0.43
0.31
0.23
0.16
0.12
0.07
0.42
0.30
0.22
0.16
0.11
0.07
0.40
0.29
0.21
0.15
0.11
0.06
0.39
0.28
0.20
0.14
0.10
0.06
0.38
0.27
0.20
0.14
0.10
0.05
0.36
0.26
0.19
0.13
0.09
0.04
0.34
0.25
0.18
0.12
0.08
0.04
0.33
0.24
0.17
0.12
0.08
0.03
Tabel 2.3
Pentru fiecare treaptă a schimbătorului se obţine o familie de curbe a factorului dinamic, acestea reprezentând caracteristica dinamică a automobilului. Aceasta este prezentată în figura 2.6. 16
Fig. 2.6 Caracteristica dinamică 2.2.2. Determinarea performanţelor automobilului cu ajutorul caracteristicii dinamice Pentru un drum dat şi o anumită treaptă a schimbătorului deviteză, viteza maximă se obţine atunci când capacitatea de accelerare a automobilului a fost epuizată, deci atunci când dvdt=0. Se va determina viteza maximă a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă precum şi rezistenţa specifică maximă. Rezistenţa specifică maximă ce poate fi învins pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze, reprezintă valoarea maximă a factorului dinamic. Atunci pentru fiecare treaptă avem: Tabel 2.4 Treapta Rezistenţa specifică
I 0.51
a II – a 0.37
a III – a 0.27
a IV – a 0.20
AV–a 0.15
a VI – a 0.11
Viteza maximă pe care o are automobilul precum şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă sunt prezentate în tabelul 2.5 Tabel 2.5 Treapta 1 2 3 4 5 6
Viteza maximă [km/h] 42 57 79 108 144 199
Panta maximă [0] 17 12.24 8.36 5.54 3.43 0
2.3. Trasarea caracteristicilor acceleraţiilor 2.3.1. Definirea şi trasarea caracteristicilor acceleraţiilor Caracteristica acceleraţiilor reprezintă funcţia, respectiv reprezentarea grafică a acesteia, care reprezintă dependenţa acceleraţiei autovehiculului faţă de viteza de deplasare pentru toate treptele schimbătorului de viteze, când motorul funcţionează la sarcină totală. Se utilizează formula: D
=
Ψ
+δg∙dvdt
(2.6) Rezultă: dvdt=a= gδ∙D-Ψ ms2 unde: – – –
δ coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie D factorul dinamic Ψ rezistenţa totală din partea drumului
17
(2.7)
Valorile coeficienţilor de influenţă a maselor în miscare de rotaţie şi cele ale momentelor de inerţie masice depind de cilindreea şi numărul de cilindri ai motorului, de tipul şi caracteristicile constructive ale transmisiei, în primul rând ale schimbătorului de viteze, de tipul şi dimensiunile pneurilor. În lipsa datelor concrete, mărimile respective se pot aproxima astfel:
(2.8)
δk=1,04+0,0025∙i0∙isvk
unde: δk este coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie din schimbător în treapta k isvk raportul de transmitere al schimbătorului în treapta respectivă i0 raportul de transmitere al transmisiei principale
– – –
Astfel, utilizând formula (2.8), obţinem valorile din tabelul 2.3: Tabel 2.6 isv δk
3.33 1.077
2.43 1.067
1.77 1.059
1.29 1.054
0.97 1.05
0.7 1.047
Considerându-se că automobilul se deplasează în palier, atunci Ψ , rezistenţa totală din partea drumului,va depinde numai de f, coeficientul de rezistenţă la rulare. Aplicând formula (2.7) se obtine familia de curbe a caracterisiticii acceleraţiilor pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze. Valorile acceleraţiilor sunt prezentate în tabelul 2.6, respectiv figura 2.7.
Tabel 2.6
18
isv
Acceleraţia [m/s2]
3.33 4.50
2.43 3.25
1.77 2.35
1.29 1.71
0.97 1.25
0.7 0.88
4.50
3.25
2.35
1.71
1.25
0.88
4.41
3.25
2.35
1.62
1.25
0.88
4.41
3.25
2.35
1.62
1.25
0.79
4.41
3.16
2.26
1.62
1.16
0.79
4.32
3.16
2.26
1.62
1.16
0.79
4.32
3.16
2.26
1.62
1.16
0.79
4.23
3.07
2.26
1.62
1.16
0.79
4.14
3.07
2.17
1.53
1.07
0.68
4.14
2.98
2.17
1.53
1.07
0.68
4.04
2.89
2.08
1.43
1.07
0.68
3.95
2.89
2.08
1.43
0.96
0.59
3.86
2.79
1.98
1.43
0.96
0.58
3.77
2.70
1.98
1.34
0.96
0.49
3.68
2.61
1.89
1.34
0.87
0.48
3.50
2.52
1.80
1.24
0.87
0.38
3.41
2.43
1.70
1.14
0.77
0.37
3.32
2.34
1.70
1.14
0.77
0.27
3.13
2.24
1.61
1.05
0.67
0.18
2.95
2.15
1.52
0.96
0.57
0.17
2.86
2.06
1.42
0.96
0.57
0.07
19
Fig. 2.7 Caracteristica acceleraţiilor
2.3.2. Determinarea acceleraţiilor maxime şi medii în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze Deoarece acceleraţia maximă este definită de forţa maximă de tracţiune,iar aceasta este limitată de aderenţă, rezultă că şi acceleraţia este limitată de aderenţă. Se consideră că automobilul se deplasează în palier (p=0), astfel avem formula: a1φ, 0≅g ∙φxbL1+ φx∙hgL (2.9) Utilizând formula (2.9) obţinem acceleraţia maximă posibilă limitată de aderenţă.Aceasta are valoarea: a1φ, 0≅g ∙φxbL1+ φx∙hgL=9.81⋅0.8∙124026001+0.8⋅6012600=4.44 ms2 Acceleraţia maximă în fiecare treaptă a schimbătorului reprezintă maximul obţinut în fiecare treaptă la caracteristica acceleraţiilor. Valorile acestor acceleraţii sunt trecute în tabelul 2.8. Tabel 2.8 Treapta 1 2 3 4 5 6
a [m/s2] maximă medie 4.5 4.1 3.25 2.9 2.35 2.1 1.7 1.5 1.25 1 0.88 0.68
20
2.4 Trasarea caracteristicilor de accelerare 2.4.1. Trasarea caracteristicii timpului de accelerare în funcţie de viteză Timpul de demarare reprezintă timpul în care automobilul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0.9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Din expresia acceleraţiei a=dvdt , se scrie expresia timpului: dt=dva (2.10) Rezultă că timpul de accelerare de la viteza iniţială v0 la viteza curentă v td se calculează prin integrarea timpului, după cum urmează: td=0tdt=v0vdva=13,6V0V1adV (2.11) Pentru o anumită treaptă a schimbătorului de viteză, integrala (2.11) devine: tdk=13,6V0kV1akdV (2.12) Această integrală se rezolvă prin metoda grafo-analitică. Se determină aria de sub curba 1ak(V) delimitată de valorile V0K şi V, ţinându-se seama de scara graficului respectiv. Pentru determinarea timpului de accelerare se definesc scările graficului: 1km/h=p mm şi 1s2/m=q mm . Timpul de accelerare în treapta k este: tdk=Ak3,6⋅p⋅q [s] (2.13) Aplicând metoda grafo-analitică pentru treptele I şi II obţinem: Scara: 1km/h=2.6 mm, 1s2/m=177 mm. tdI=55393,6⋅2.6⋅177=3.33 s
tdII=5682.323,6⋅2.6⋅177=3.14 s
Fig. 2.6 Caracteristica timpului de accelerare în treptele I şi II
21
Aplicând metoda grafo-analitică pentru treptele III şi IV obţinem: Scara: 1km/h=1.3 mm, 1s2/m=87.5 mm. tdIII=22753,6⋅1.3⋅87.7=5.55 s tdIV=4299.753,6⋅1.3⋅87.5=10.5 s Fig. 2.7 Caracteristica timpului de accelerare în treptele III şi IV Aplicând metoda grafo-analitică pentru treptele V şi VI obţinem: Scara: 1km/h=0.8 mm, 1s2/m=18 mm. tdV=806.43,6⋅0.8⋅18=15.55 s
tdVI=936.63,6⋅0.8⋅18=19.16 s
Fig. 2.8 Caracteristica timpului de accelerare în treptele V şi VI Timpul total de accelerarepentru fiecare treaptă a schimbătorului este prezentat în tabelul 2.9, iar în figura 2.9 este prezentată variaţia lui în funcţie de viteza automobilului. Tabel 2.9 Viteza [km/h] Timp de accelerare [s]
44 3.04
60 6.05
83 10.55
114 22
151 40.55
210 41.38
Fig. 2.9 Timpul total de accelerare
2.4.2. Trasare caracteristicii spaţiului de accelerare în funcţie de viteză Spaţiul de demarare reprezintă spaţiul parcurs în timpul respectiv.Pentru determinarea spaţiului de demarare, se pleacă de la relaţia: v=dSddt (2.14) Rezultă : dSd=v∙dt=v∙dvav (2.15) Astfel, pentru o treaptă a schimbătorului de viteze aplicând formula (2.15) reiese: Sdk=13,62∙V0kVV dVakV≅113V0kVV dVakV (2.16) Rezolvarea acestei integrale se face prin aplicarea metodei grafo-analitice, având aceeaşi procedură ca şi în cazul determinării timpului de accelerare. Pentru determinarea spaţiului de accelerare se pleacă de curba de variaţie a timpului de accelerare din fiecare treaptă a schimbătorului. Se definesc scările graficului: 1km/h=p mm şi 1s=r mm . Spaţiul de accelerare în treapta k este: Sdk=Ak3,6⋅p⋅r [m] (2.17) Scara: 1km/h=0.86 mm, 1s=1.5 mm. Aplicând metoda grafo-analitică pentru treptele I şi II obţinem:
22
SdI=1443,6⋅0.86⋅1.5=31 m
SdII=1863,6⋅0.86⋅1.5=40 m
SdIII=3453,6⋅0.86⋅1.5=74.3 m
SdIV=11703,6⋅0.86⋅1.5=252 m
SdV=32703,6⋅0.86⋅1.5=704 m
SdVI=121603,6⋅0.86⋅1.5=2600 m
În tabelul 2.10 se prezintă spaţiile de accelerare în fiecare treaptă, iar în figura 3 este prezentată variaţia spaţiului total de accelerare în funţie de viteza automobilui. Tabel 2.10 Viteza [km/h] Spaţiul de accelerare [m]
44 31
60 40
83 74.3
114 252
151 704
210 2600
Fig.3 Caracteristica spaţiului total de accelerare
Capitolul 3. Studiul soluţiilor constructive posibile pentru schimbătorul de viteză şi alegerea justificată a soluţiei pentru schimbătorul de viteză care se proiectează
1.1. Scurtă justificare a prezenţei schimbătorului de viteze pe automobil Rezistenţele la înaintare ale autovehiculelor variază mult în funcţie de condiţiile de deplasare corespunzătoare acestora trebuind modificată şi forţa de tracţiune Majoritatea autovehiculelor actuale au ca sursă de propulsie motorul cu ardere internă care permite o variaţie limitată a momentului motor şi deci implicit a forţei de tracţiune. Din această cauză, autovehiculele echipate cu motoare cu ardere internă trebuiesc prevăzute cu un schimbător de viteze. Schimbătorul de viteză are rolul de a transforma cuplul şi turaţia motorului cu ardere internă astfel încât să se obţină forţa de tracţiune la roată necesară pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime şi învingerii rezistenţelor din partea drumului. Schimbătorul de viteză face posibilă deplasarea în palier cu viteze reduse, ceea ce motorul cu ardere internă nu poate face, din cauza că nu poate funcţiona la o turaţie mai mică decât turaţia minimă stabilă de funcţionare. Deasemenea permite schimbarea sensului de mers al automobilului, decuplarea prelungită a motorului de transmisie la pornirea motorului. Schimbătorul de viteză trebuie sa permită automobilului să urce panta maximă stabilită în tema de proiectare cu viteză constantă, acest lucru realizându-se printr-un raport de transmitere ce asigură o forţă de tracţiune la roată suficient de mare pentru învingerea rezistenţei la pantă.
23
Schimbătoarele de viteză trebuie să îndeplinească următoarele condiţii pentru a putea fi folosite pe automobil. Aceste condiţii sunt: 1. Să asigure performanţele necesare de dinamicitate şi de consum redus de combustibil, prin utilizarea celei mai potrivite trepte şi alegerea numărului optim de treapte; 2. Să asigure decuplarea sigură a motorului de transmisie în momentele cerute de condiţiile de utilizare a automobilului; 3. Să fie simple şi uşor de comandat; 4. Să funcţioneza cu randament ridicat; 5. Să aibe dimendiuni de gabarit şi mase reduse; 6. Să fie sigure în funcţionare; 7. Să necesite o întreţinere uşoară; 8. Să fie ieftine; 9. Să funcţioneza fără zgomot.
1.1. Prezentarea unui schimbător de viteze similar cu cel care se proiectează Deoarece automobilul proiectat este organizat după soluţia ”totul faţă”, schimbătorul de viteze ce se va proiecta va fi un schimbător de viteze cu doi arbori. Acest tip de schimbător este simplu din punct de vedere al proiectării, funcţionează cu zgomot redus şi cu randament ridicat în treptele intermediare. Avantajul dispunerii înclinate şi transversale a motorului şi transmisiei îl reprezintă compactitatea soluţiei şi buna vizibilitate precum şi posibilitate reducerii masei cu până la 10%. Un dezavantaj al acestei soluţii îl reprezintă accesul dificil la motor şi sistemul de comandă a transmisiei mai complicat precum şi absenţa prizei directe.Acesta este motivul pentru care roţile dinţate şi lagărele sunt solicitate chiar şi în ultima treaptă, ceea ce determină uzura suplimentară şi creşterea nivelului de zgomot. Un astfel de schimbător de viteze este prezentat în figura 3.1 a şi b, schimbător cu doi arbori şi cu 5 trepte de viteză.
24
V
IV
MÎ
III
II
I
TP
Fig. 3.1a Schimbător de viteze cu doi arbori I - treapta întâi; II - treapta a doua; treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a cincea; MÎ - treapta de mers înapoi; TP - transmisia principala Din figura 3.1a se observă că pe arborele secundar se află mufele de cuplare ale treptelor iar roţile dinţate de pe arborele primar fac corp comun cu acesta. Pentru a descărca dinţii roţilor din treapta a cincea, se observă din figură că această treaptă a fost mutată în partea stângă a rulmentului radial cu bile. Deoarece acest schimbător este aşezat transversal, transmisia principlă este formată dintr-un pinion cilindric şi o roată dinţată cilindrică. Pentru scăderea masei schimbătorului arborele secundar este gol la interior, în acelaşi timp se asigură şi o rigiditate sporită a arborelui. Pentru acest schimbător s-au optat pentru lagăre de rostogolire radiale cu bile deoarece forţele axiale din angrenare sunt nule. O altă soluţie de schimbător de viteze cu doi arbori este prezentat în figura 3.1 b.
25
V
IV
III
II
MÎ
I
TP
Fig. 3.1b Schimbător de viteze cu doi arbori I - treapta întâi; II - treapta a doua; treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a cincea; MÎ - treapta de mers înapoi; TP - transmisia principala Din figura 3.1 b se observă că maşoanele de cuplare sunt situate pe ambii arbori cea ce înseamnă ca roţile pentru treptele I şi II de pe arborele secundar sunt libere dar pe arborele primar sunt fixe iar roţile pentru treptele III, IV, V sunt solidare cu arborele secundar dar libere pe arborele primar. Datorită încărcării axilale ale angrenajelor, pentru susţinerea arborilor s-au optat pentru rulmenţi radiali axiali.
1.2. Prezentarea şi analiza soluţiilor constructive posibile pentru componentele schimbătorului de viteze 1.2.1.
Sincronizatoarele
a) Sincronizatorul conic cu presiune constantă 26
Acesta a fost primul tip de sincronizator folosit pe automobil. După apariţia sincronizatoarelor inerţiale, acestea mai sunt folosite doar în cazul transmisiilor ce conţin ambreiaje multidisc, unde decuplarea nu este completă, făcând foarte dificilă cuplarea inerţială a roţilor. Un astfel de sincronizator este prezentat în figura 3.2.
Fig. 3.2 Sincronizator conic cu presiune constantă
b) Sincronizatoare conice cu inerţie Acestea au o construcţie mai complicată decât cele de presiune constantă, însa înlătură principalul dezavantaj al acestora: nu asigură în orice condiţii egalarea vitezelor unghiulare, ceea ce duce la o cuplare foarte dificilă, chiar distructivă, a ansamblului. În plus, acestea au şi dispozitive speciale de blocare, care permit cuplarea treptelor numai după egalarea vitezelor unghiulare. Şi acestea la rândul lor pot fi de mai multe feluri: –
Cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile
Deoarece lăţimea ferestrelor (16) aflate pe inel este cu jumătate din pasul danturii mai mare decât cea a crestăturilor (15) aflate pe manşon, dinţii inelului şi cei ai manşonului vor fi decalaţi nepermiţând trecerea coroanei culisante (10). Atunci când se egalează vitezele, cele două danturi se aliniază, permiţând elementului de cuplare să ajungă pe manşonul pinionului. O soluţie constructivă a sincronizatoarelor conice cu inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de faxare cu bile este prezentată în figura 3.3.
27
Fig. 3.3 Sincronizatorul conic cu inerţie inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile O altă variantă constructivă este cea ce are în locul dispozitivului de fixare cu bile, un dispozitiv de fixare cu pastile şi inele elastice. Acest tip este prezentat în figura 3.4.
28
1.1.1.
Fig. 3.4 Sincronizatorul conic cu inerţie inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu pastile şi inele elastice Carterul schimbătorului de viteze
Carterul schimbătorului de viteze este compus din: – carterul propriu-zis; – capacele: superior, anterior, posterior şi laterale. Pentru a fi cât mai uşor şi rezistent, carterul propriu-zis este construit pe sistemul ‘colivie’, structura de rezistenţă semănând cu o bara cu zăbrele, fiind completată cu pereţi foarte subţiri. Capacul superior serveşte la montarea sistemului de acţionare a schimbatorului. Capacul anterior se află în partea dinspre motor şi serveşte la fixarea arborelui primar. Un alt rol al acestuia este de a ghida, prin intermediul unor furci, manşonul rulmentului de presiune al ambreajului. Capacul posterior serveste la fixarea arborelui secundar. Capacele laterale au rolul de a închide ferestrele de control, aflate de o parte şi de alta a schimbătorului. Etanşările arborelui primar sunt, de regulă, etanşări labirint. Acestea sunt eficiente la turaţii mari. Din acest motiv, arborele secundar, ce au viteze unghiulare mai mici, sunt etanşaţi folosind simeringuri. Ungerea este realizată prin barbotare cu ulei. Poziţionarea orificiilor de umplere şi de golire trebuie atent aleasă pentru o cât mai mare uşurinţă în întreţinere. 1.1.1.
Sistemul de acţionare de la distanţă a treptelor de viteză
Sistemul de acţionare a treptelor este compus din trei părţi: – mecanismul de acţionare propriu-zis; – dispozitivul de fixare a treptelor; 29
–
dispozitivul de zăvorâre.
Acum vom analiza pe rând soluţiile constructive posibile ale fiecărui subansamblu. a) Mecanismul de acţionare Deoarece nu avem amplasat schimbătorul de viteze sub maneta schimbătorului, trebuie să folosim un sistem de acţionare de la distanţă a acestuia. In figura 3.5 avem câteva variante constructive ale acestui mecanism, însă doar pentru două tije culisante, nu trei ca în cazul de faţă. Diferenţele însa nu sunt mari, cea de-a treia fiind amplasata între celelalte două, pe poziţia neutră a tijei de comandă.
Fig. 3.5 Mecanisme de acţionare de la distanţă
Sistemul cu trei tije este prezentat în figura 3.6.
30
Fig. 3.6 Construcţia mecanismului de acţionare la distanţă al unui schimbător de viteze
31
b) Dispozitivul de fixare al treptelor Aceste dispozitive au în alcătuire o bilă sau un bolţ conic fixat de un arc în nişte lăcaşe speciale aflate pe tijă. Fiecare lacăş corespunde unei poziţii a schimbătorului, ţinându-se cont că distanţa dintre ele să permită cuplarea completă a treptelor. Un alt aspect de care trebuie ţinut cont este rigiditatea arcului ce apasă bila. Acesta nu trebuie să fie nici prea moale, pentru a nu decupla din cauza şocurilor sau vibraţiilor din exploatare, dar nici prea rigid, solicitând fizic prea tare conducătorul auto. Un astfel de dispozitiv este prezentat în figura 3.7.
Fig. 3.7 Dispozitiv de fixare al treptelor c) Dispozitiv de blocare al treptelor Rolul acestui dispozitiv este de a nu permite cuplarea simultană a mai multor trepte şi nici cuplarea unei alte trepte atunci când schimbătorul este într-o treaptă oarecare. Deoarece schimbătorul de viteze de proiectat va avea trei tije culisante situate în acelaşi plan, vom analiza soluţiile constructive pentru acest caz. Cea mai utilizată soluţie pentru cazul de faţă este dispozitivul cu bile pe post de zăvorâre. Funcţionarea acestuia este prezentată în figura 3.8.
32
Fig. 3.8 Dispozitive de blocare al treptelor Capitolul 4. Stabilirea schemei de organizare generală a schimbătorului de viteze şi determinarea numărului de dinţi pentru roţile dinţate
4.1. Stabilirea schemei de organizare generală a schimbătorului de viteze Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obţinute la calculul de tracţiune.Cunoscându-se numărul de trepte, trebuie aleasă soluţia de cuplare pentru fiecare treaptă, ţinându-se seama de tipul automobilului pentru care se proiectează schimbătorului de viteze. În schema de organizare la alegerea poziţiei roţilor dinţate faţă de lagărele arborilor, este necesar să se adopte iniţial următoarele elemente: lăţimea roţilor dinţate, lăţimea sincronizatoarelor, distanţele dintre roţile dinţate, jocul dintre roţile dinţate şi lăţimea lagărelor.
33
În figura 4.1 se prezintă schema de organizare generală de ansamblu a unui schimbător de viteze. Conform notaţiilor de pe figura 3.4, se pot scrie relaţiile: l1=B2+j1+b1,22 (4.1) l2=b1,22+j2+ls+j3+b3,42 (4.2) l3=b3,42+j4+b5,62
(4.3)
l4=b5,62+j5+b5,6+j6+b7,8+j7+b7,82 (4.4) l5=B2+j8+b7,82
(4.5)
Fig. 4.1 Schema de organizare generală a unui schimbător de viteze unde: – B – lăţimea lagărului; – j1 şi j8 – jocurile dintre roţile dinţate şi carter; – j2 şi j3 – jocurile dintre roţile dinţate şi sincronizator; – j4 şi j5 j6 şi j7 – jocurile dintre roţile dinţate; – b1,2, b3,4, … b7,8 – lăţimea perechilor de roţi dinţate care formează un angrenaj; – ls – lăţimea sincronizatorului; În tabelul 4.1 sunt date valorile constructive pentru B, j,b şi ls pentru determinarea schemei de organizare a schimbătorului de viteze [mm]. Tabel 4.1 B 14-18
j1 şi j8 4
J4 şi j7 5
b1,2 - b7,8 14-16
ls 32
4.2. Determinarea numărului de dinţi pentru roţile dinţate La determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate trebuie îndeplinite următoarele cerinţe: – realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbătorului; – alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numărului minim de dinţi admisibil; – distanţa C dintre axele arborilor să fie aceiaşi pentru fiecare pereche de roţi aflate în angrenare;
34
Automobilele moderne folosesc roţi dinţate cu dinţi înclinaţi deoarece sunt silenţioase şi au un randament ridicat. Distanţa dintre axele arborilor C se predetermină utilizând formula: C=26∙3Mmax [mm] unde: –
(4.6)
Mmax – momentul motor maxim în [daN];
Pentru păstrarea distanţei dintre angrenaje se foloseşte formula: C=mn2∙cosγ1,2∙Z1+Z2=mn2∙cosγ1,2∙Z3+Z4=mn2⋅cosγ1,2∙Z5+Z6=mn2∙c osγ1,2∙Z7+Z8 (4.7) Pentru determinarea numărului de dinţi se pune condiţia ca distanţă dintre axe să fie aceiaşi pentru fiecare pereche de roţi aflate în angrenare şi se utilizează formulele: Zs+Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn
(4.9)
ZsZp=isvj
;
(4.10) Unghiul de înclinare al dinţilor roţilor dinţate se calculează cu formula: γ1,2=arccosZp+Zs2∙C ∙mn (4.11) Modulul normal al roţilor dinţate se determină în funcţie de tipul automobilului şi de valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utilizând tabelul din figura 4.2. Adoptând din tabel diametrul pitch DP, modulul se determină cu relaţia: mn=25.4DP [mm] (4.12) După predeterminarea modulului, se trece la determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate. Fig. 4.2 Date necesare pentru alegerea diametrului pitch Utilizând determină Obţinem:
formula (4.6) se distanţă dintre axe.
C=26∙3 Mmax=26∙313=61.13 mm Se adoptă C=60 mm. Din tabelul prezentat în figura 4.2 alegem diametrul pitch. Conform figurii pentru autoturisme pentru dantură înclinată DP=12. Aplicând formula (4.12) determinăm modulul normal al roţilor înclinate: mn=25.4DP=25.412=2.11 mm Se adoptă valoarea modulului mn=2 mm.
35
Cunoscând distanţa dintre axe şi modulul normal al roţilor dinţate se determină numerele de dinţi ai roţilor dinţate pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze, utilizând formulele (4.9, 4.10,4.11). ➢ Treapta I Alegem numărul de dinţi ai pinionului Zp=17 dinţi. Numărul de dinţi ai roţii dinţate rezultă din (4.10) şi avem Zs=2⋅60∙cos202-17=42 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos17+422∙60 ∙2=10.4750 ➢ Treapta a II – a Calculăm numărul de dinţi ai roţii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezultă: Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn⋅(1+isv)=2∙60∙cos202∙(1+2.43)=18 dinţi ⇒ Zs=2.43⋅19=41 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos18+412∙60 ∙2=10.4750 ➢ Treapta a III – a Calculăm numărul de dinţi ai roţii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezultă: Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn⋅(1+isv)=2∙60∙cos282∙(1+1.77)=21 dinţi ⇒ Zs=1.77⋅20=37 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos37+212∙60 ∙2=14.830 ➢ Treapta a IV – a Calculăm numărul de dinţi ai roţii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezultă: Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn⋅(1+isv)=2∙60∙cos302∙(1+1.29)=23 dinţi ⇒ Zs=1.29⋅23=29 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos23+292∙60 ∙2=29.920 ➢ Treapta a V – a Calculăm numărul de dinţi ai roţii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezultă: Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn⋅(1+isv)=2∙60∙cos282∙(1+0.97)=27 dinţi ⇒ Zs=0.97⋅27=26 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos27+262∙60 ∙2=27.950 ➢ Treapta a VI – a Calculăm numărul de dinţi ai roţii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezultă: Zp=C⋅2⋅cosγ1,2mn⋅(1+isv)=2∙60∙cos302∙(1+0.7)=31 dinţi ⇒ Zs=0.7⋅31=22 dinţi Unghiul de înclinare al dinţilor este: γ1,2=arccos22+312∙60 ∙2=27.950 Se calculează rapoturile de transmitere efective şi erorile relative dintre raporturile de transmitere teoretice şi cele efective în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând formula: 36
isvT-isvefisvT⋅100 [%] (4.13) unde: – isvT- raportul de transmitere teoretic; – isvef- raportul de transmitere real; Erorile relative dintre rapoartele de transmitere teoretice şi cele reale în fiecare treaptă a schimbătorului sunt date în tabelul 4.3. Tabel 4.3 isvT
3.33
2.46
1.77
1.29
0.97
0.7
iscef
3.21
2.27
1.76
1.26
0.96
0. 7
Eroarea relativă [%]
-4.36
7.7
-4.55
-5.56
-1.04
0
Cu rapoartele de transmitere efective calculate se trasează diagrama fierăstrău prezentată în figura 4.3. Fig. 4.3 Diagrama fierăstrău reală Acoperirile la schimbarea treaptelor sunt date de formula: ΔVj-1,j=Vj-1"-Vj' Valorile acoperirilor la schimbare treptelor sunt date în tabelul 4.4.
(4.14)
Tabel 4.4 Acoperirea [km/h]
Treapta I 1.07
Treapta II -0.26
Treapta III -2.05
Treapta IV 4.42
Treapta V -0.88
4.3. Definirea roţilor dinţate pentru mersul înapoi Sorluţia pentru treapta de mers înapoi se alege în funcţie de posibilităţile constructive ale schimbătorului de viteze precum şi de raportul de transmitere necesar obţinerii unei forţe de tracţiune suficient de mare şi a unei viteze reduse de deplasare a automobilului. În cazul roţilor de mers înapoi vom alege roţi cu dinţi drepţi pentru a putea folosi mecanismul de cuplare cu roată baladoare. Deşi apar şocuri şi zgomote în angrenare, folosirea limitată a acestora permite folosirea acestei soluţii. Raportul de transmitere în cazul mersului înapoi se consideră aproximativ egal cu cel al primei trepte, din condiţia de pantă maximă, ce trebuie urcată în ambele sensuri. Deoarece trebuie introdusă o a treia roată în angrenare, pentru a schimba sensul de rotaţie, între roţiile de pe arborele primar, respectiv secundar, trebuie să existe un spaţiu. Existenta lui nu permite obţinerea unui raport de transmitere identic cu cel al primei trepte, ci cu puţin mai mic. Cum raportul din prima treaptă de viteză este isv1=3.33,iar numerele de dinţi sunt Z1=14 dinţi şi Z2=45 dinţi , vom alege pentru treapta de mers înapoi un raport de transmitere imî=3 iar pentru pinion alegem Z1mî=14 dinţi şi roata dinţată Z2mî=42 dinţi . Facem o verificare a distanţei dintre roţi cu formula: (z1mî+z2mî)∙mn2≤C-2∙mn (14+42)⋅22≤60-2⋅2 ⟹56 ≤56 37
(4.15)
Deoarece roata baladoare poate avea orice numar de dinţi, ea neinfluentând raportul de transmitere al cuplului, vom alege pentru aceasta zbl=14. Pentru ca roata baladoare să poata fi permanent în angrenare cu celelalte două roţi, trebuie să îi găsim cotele de poziţionare. Aici trebuie să ţinem cont de disţanta dintre axul roţii baladoare şi axele de rotaţie a celorlalte roţi, pentru ca acestea să poata fi mereu în angrenare completă. Astfel avem următoarele distanţe: D1=(z1mî+zbl)⋅mn2=14+14⋅22=28 mm D2=(z2mî+zbl)∙mn2=42+14⋅22=56 mm Pentru poziţionarea roţii de mers înapoi trebuie găsite cotele X şi Y ,aşa cum observăm în figura 4.4.
Cota X va fi înălţime în triunghiul O1O2O3. Deoarece cunoaştem dimensiunile tuturor laturilor, deci şi semiperimetrul, îi putem calcula aria cu formula lui Heron, după care putem afla cu uşurinţă valoarea cotei. S=ppCp-D1(p-D2) (4.16) p=C+D1+D22=60+28+562=72 mm S=72∙72-60⋅72-28⋅(72-56)=779.9 mm2 În acelaşi timp S este egal cu: S=X⋅C2⟹X=2∙779.960=26 mm Cota Y o aflăm folosind teorema lui Pitagora: Y=D22-X2=562-262=49.6 mm Fig. 4.4 Poziţionarea roţii de mers înapoi
38
4.4. Parametrii geometrici ai roţilor dinţate Se prezintă în tabelul 4.5 toate elementele geometrice ale roţilor dinţate, pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze. Tabel 4.5. Nr. crt
Treapta I Elementul geometric
Treapta II
Roată 1
Roată 2
Roată 1
Roată 2
17
42
18
41
10.4750
10.4750
10.4750
10.4750
Treapta III Roată Roată 2 1 14.83
14.83
0
0
Treapta VI
Roată 1
Roată 2
Roată 1
Roată 2
Roată 1
Roată 2
23
29
27
26
31
32
29.920
29.920
27.950
27.950
27.950
27.950
Numărul de dinţi
2
Unghiul de înclinare β
3
Sens
4
Unghiul de angrenare αof
20.311
20.311
20.311
20.311
20.631
20.631
22.779
22.779
22.393
22.393
22.393
22.393
5
Unghiul de presiune αon
200
200
200
20
200
200
200
200
200
200
200
200
6
Unghiul αrf
20.311
20.311
20.311
20.311
20.631
20.631
22.779
22.779
22.393
22.393
22.393
22.393
7
Modulul normal mn
8 9 10 11 12 13 14 15
Modulul frontal mf Diam. de divizare Diametrul de bază Diametrul de rostogolire Diametrul interior Diametrul exterior Lăţimea roţilor Lungimea dinţilor
17 18
Numărul de dinţi Diametrul exterior
stânga
37
Treapta V
1
dreapta
21
TreaptaIV
dreapta
2
2 2.03 28.47 26.7 28.47 23.47 32.47
91.52 85.83 91.52 86.52 95.52
35.17 32.98 35.17 30.17 39.17
15 29.45
47 94.65
18 36.37
stânga
2
2.07 84.83 79.55 84.83 79.83 88.83
dreapta
2
stânga
2
2.07 76.55 71.64 76.55 71.55 80.55
53.07 48.93 53.07 48.07 57.07
66.92 61.7 66.92 61.92 70.92
61.13 56.52 61.13 56.13 65.13
58.87 54.43 58.87 53.87 62.87
70.19 64.89 70.19 65.19 74.19
49.81 46.05 49.81 44.81 53.81
Angrenajul echivalent 43 22 39 87.72 44.93 79.16
24 54.89
30 69.2
28 63.22
27 60.88
33 72.58
23 51.51
43.45 40.66 43.45 38.45 47.45
39
2.31
2
2.26
2.26
40
Capitolul 5. Calculul şi proiectarea mecanismului reductor
5.1. Alegerea materialului pentru roţile dinţate şi arbori Pentru roţile dinţate se folosesc în general oţeluri înalt aliate pentru a reduce pe cât posibil dimensiunile şi masa angrenajelor. De aceea vom alege ca material 18MoCrNi13. Acesta are ca limite de rezistenţă minime următoarele valori: σc=750 MPa, σP lim=400 MPa, σH lim=1500MPa. Deoarece pentru alegerea modulului am folosit metoda diametrului pitch, ce are ca punct de plecare solicitarea la încovoiere, vom considera dantura rezistentă acestor tipuri de solicitări. Vom face verificări de oboseală la bază şi la pitting a roţilor dinţate pentru treptele de viteză III şi IV, deoarece sunt cele mai solicitate. 5.2. Calculul şi proiectarea roţilor dinţate În figura 5.1 se prezintă forţele care acţionează într-un angrenaj
Fig. 5.1 Forţe care acţionează asupra angrenajelor cu roţi dinţate Forţele care acţionează sunt: – Forţa tangenţială (5.1) – Forţa radială (5.2) – Forţa axială Fa=Ft⋅tgγ [N]
Ft=Mmax⋅isvrd
[N]
Fr=Ft⋅tgαcosγ
[N] (5.3)
Forţele care acţionează în angrenaje în toate treptele schimbătorului de viteză sunt data în tabelul 5.1. Tabel 5.1 rd [mm]
Treapta I
Treapta II
Treapta III
Treapta IV
Treapta V
Treapta VI
14.235
17.585
21.725
26.535
30.565
35.095
41
Ft [N]
9132
7393
5984
4899
4253
3704
Fr [N]
3380
2736
2253
2057
1752
1526
Fa [N]
1688
1367
1584
2819
2257
1965
5.2.1. Verificarea la rupere prin oboseală la baza dintelui Pentru a efectuarea verificărilor la rupere prin oboseală la baza dintelui se folosesc formulele: σPl=FtB⋅mn∙KS⋅KV⋅KF∙Kε∙KPB (5.4) CHl=σP lim σPl≥1.2 (5.5) KF=2.3
KS=1.2
Kε=1ε=0.6
KPB=1.1 KV=1+vms10
(5.6) v=π⋅Dd1⋅n160⋅103 (5.7) ➢ Treapta a III – a v=π⋅Dd1⋅n160⋅103=π⋅43.45⋅300060⋅103=6.83 ms KV=1+vms10=1+6.8310=1.26 σPl=FtB⋅mn∙KSKVKFKεKPB=598420⋅2⋅1.2⋅1.26∙2.3∙0.6∙1.1=343 MPa CHl=σP lim σPl=400343=1.2 ➢ Treapta a IV – a v=π⋅Dd1⋅n160⋅103=π⋅53⋅420060⋅103=11.65 ms KV=1+vms10=1+11.6510=1.34 σPl=FtB⋅mn*KSKVKFKεKPB=489920⋅2⋅1.2⋅1.26∙2.3∙0.6∙1.1=281 MPa CHl=σP lim σPl=400281=1.42
42
5.2.2. Verificara la oboseală superficială (pitting) Pentru a efectuarea verificărilor la oboseală superficială se folosesc formulele: σHCl=KM∙KHβ∙FtB⋅Dd1⋅KS⋅KV∙KHB⋅i12+1i12 (5.8) CHl=σH limσHCl≥1.2 KHβ=0.8 KHB=1.25 KM=271 Nmm2 (5.9) ➢ Treapta a III - a σHCl=KM∙KHβ∙FtB⋅Dd1⋅KS⋅KV∙KHB⋅i12+1i12=271⋅0.8∙598420⋅43.45⋅1.2∙1.26⋅1 .25⋅1.76+11.76=979 MPa CHl=σH limσHCl=1500979=1.53>1.2 ➢ Treapta a IV – a σHCl=KM∙KHβ∙FtB⋅Dd1⋅KS⋅KV∙KHB⋅i12+1i12=271⋅0.8∙489920⋅53⋅1.2∙1.26⋅1.25 ⋅1.26+11.26=858 MPa CHl=σH limσHCl=1500858=1.75>1.2
5.3. Calculul şi proiectarea arborilor Înainte de a face calculele de rezistenţă, trebuie să alegem materialul din care aceştia vor fi fabricaţi. Deoarece avem o distanţă dintre axe destul de mică, ceea ce conduce la nişte diametre de divizare a roţilor deasemenea mici, vom alege materialul din clasa oţelurilor înalt aliate, urmând ca după finalizarea calculelor, în cazul în care această alegere nu a dat rezultatele dorite, să revenim asupra acestei decizii din raţionamente economice. 43
Astfel am ales oţelul 21MoMnCr12, ce are urmatoarele proprietăţi mecanice: σ-1=440 MPa si τ0=410 MPa. Pentru a calcula arborii, vom considera solicitările acestora ca fiind: încovoiere dublă, în cele două planuri, vertical şi orizontal, şi torsiune. În figura 5.2 se prezintă schema de încărcare a arborilor, corespunzătoare unei trepte oarecare a schimbătorului de viteze.
Fig. 5.2 Schema de încărcare a arborilor
Fig. 5.3 Diagrama de eforturi Din ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente, conform figurii 5.3, reies formulele pentru reacţiunile din lagăre:
44
–
Reacţiunea verticală punctul A: VA=Fr⋅b+Ma+b (5.10)
–
Reacţiunea orizontală punctul A: HA=Ft⋅ba+b (5.11)
–
Reacţiunea verticală punctul B: (5.12)
–
Reacţiunea orizontală punctul B: HB=Ft⋅aa+b (5.13)
VB=Fr⋅a-Ma+b
Calculul momentelor din diagrama de eforturi se face cu ajutorul formulelor: MiHmax=HA⋅a
(5.14)
MiV1=VA⋅a-M
(5.15)
MiVmax=VA⋅a
(5.16)
M=Fa⋅Dd2
(5.17)
Mi1=MiHmax2+MiV12
(5.18)
Mimax=MiHmax2+MiVmax2 (5.19) Momentul echivalent, ce ia în calcul toate solicitările, conform teoriei a III – a de rezistenţă este: Mech C=Mimax2+0,75Mtc2 (5.20) Tensiunile echivalente din dreptul punctelor C si D sunt: σech C=Mech Cπ⋅dC332 (5.21) cC=σ-1σech C≥2 (5.22) τtD=Mtcπ⋅dD316 (5.23) cD=τ0τtD≥2 (5.24) Utilizând formulele prezentate anterior putem calcula forţele şi momentele, precum şi diametrele minime din dreptul fiecărui angrenaj pentru ambii arbori.
45
➢ Arborele primar În tabelul 5.2 sunt prezentate valorile reacţiunilor, momentelor şi diametrele minime ale arborelui primar pentru fiecare treaptă: Tabel 5.2 Treapt a
Diametrul de divizare [mm]
a [mm]
b [mm]
I
28.47
245
II
35.17
III
Mech [Nmm]
d [mm ]
8348
257426
23
1909
5159
474908
28
2344
1370
3640
373587
26
1251
2980
806
1919
303194
24
74
1223
2968
529
1285
177288
20
56
1395
3386
131
318
156000
19
c [mm]
M [Nmm]
VA [N]
HA [N]
VB [N]
HB [N]
23
100
119
291
784
3089
187
81
100
78
827
2234
43.45
163
105
100
73
883
IV
53
105
163
100
106
V
61.1
81.0
187.0
100
VI
70.2
23.0
245.0
100
Momentul echivalent a fost calculat utilizând valorile din tabelul 5.3. Tabel 5.3 Treapt MiHmax [Nmm] a 192007 I
71054
MiVmax [Nmm] 71173
MiV1 [Nmm]
204732
Mimax [Nmm] 204773
Mi1 [Nmm]
Mech [Nmm] 257426
II
417852
163024
163101
448527
448555
474908
III
382154
143856
143929
408333
408359
373587
IV
312858
131616
131723
339416
339457
303194
46
Mtc [Nmm]
156000
dcap arbore
[mm ]
16
V
240376
98973
99047
259954
259982
177288
VI
77880
32034
32090
84211
84232
156000
➢
Arborele secundar
În tabelul 5.4 sunt prezentate valorile reacţiunilor, momentelor şi diametrele minime ale arborelui primar pentru fiecare treaptă: Tabel 5.2 Treapta
Diametrul de divizare [mm]
a [mm]
b [mm]
c [mm]
M [Nmm]
VA [N]
HA [N]
VB [N]
HB [N]
I
91.52
245
23
20
0.5
290.1
783.7
3089.9
8348.3
257400
d [mm ] 23
II
84.83
187
81
20
5.8
826.9
2234.5
1909.1
5158.5
472061
28
III
76.55
163
105
20
2.6
882.7
2344.5
1370.3
3639.5
373462
26
IV
67
105
163
20
1.7
1251.1
2979.6
805.9
1919.4
303189
24
V
58.9
81.0
187.0
20
47.4
1222.7
2967.6
529.3
1285.4
177290
20
VI
49.8
23.0
245.0
20
136.0
1395.5
3386.1
130.5
317.9
156000
19
Momentul echivalent a fost calculat utilizând valorile din tabelul 5.5. Tabel 5.3 47
Mtc [Nmm]
156000
Mech [Nmm]
Treapt a
MiHmax [Nmm]
MiV1 [Nmm]
I
192011
70950
MiVmax [Nmm] 71069
204700
Mimax [Nmm] 204741
II
417842
154561
154639
445513
445540
472061
III
382150
143810
143883
408313
408339
373462
IV
312860
131258
131365
339278
339320
303189
V
240374
98961
99035
259948
259976
177290
VI
77881
32042
32098
84214
84236
156000
Mi1 [Nmm]
48
Mech [Nmm] 257400
5.4 Calculul pentru alegerea rulmenţilor
49
Partea a II – a Calculul şi proiectarea punţii şi a suspensiei din faţă
Capitolul 1. Studiul soluţiilor constructive pentru puntea din faţă şi alegerea justificată a soluţiei pentru puntea care se proiectează
50
1.1. Rolul punţii din faţă Puntea din faţă serveşte la preluarea forţelor care apar între drum şi roţile de direcţie ale automobilului, precum şi la preluarea momentelor reactive pe care le transmite cadrului sau caroseriei, asigurând în acelaşi timp posibilitatea schimbării direcţiei de mers. Puntea din faţă trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: – să fie suficient de rezistentă; – să asigure o bună stabilitate a roţilor de direcţie; – să asigure cinematica corectă la oscilaţiile automobilului datorită deformărilor elastice ale suspensiei; – să aibă o uzură mică a părţilor componente; – să aibe o greutate cât mai mică pentru a reduce greutatea nesuspendată a automobilului. După rolul pe care îl au punţile din faţă, acestea se pot clasifica în: a) punţi de direcţie; b) punţi de direcţie şi motoare (punte combinată). Puntea de direcţie este o punte din faţă, în general nemotoare, care serveşte la schimbarea direcţiei de mers a automobilului. La automobilele organizate după soluţia “totul faţă”, puntea din faţă este o punte de direcţie şi punte motoare adică o punte combinată. La autoturisme puntea din faţă nu se întâlneşte ca organ distinct, ea fiind compusă din mai multe braţe fixate de cadru sau caroserie, realizând o suspensie independentă pentru fiecare roată. O astfel de punte poartă denumirea de punte articulată sau fracţionată. 1.1. Prezentarea a două soluţii constructive pentru puntea din faţă Se prezintă doua soluţii constructive de punţi din faţă care sunt compatibile cu tipul de automobil care proiectează. În figura 1.1 este prezentată puntea din faţă, a automobilului Mitsubishi Lancer clasic, de tip McPherson. Elementul elastic este format dintr-un arc elicoidal cu pas constant, dispus concentric cu amortizorul. Ansamblul format din arc şi amortizor este prin de fuzetă şi formează partea superioară a suspensiei. Fig. 1.1 Punte din faţă articulată În figura 1.2 se prezintă puntea din faţă a autoturismului Toyota. Această punte are braţ triunghiular inferior cu două articulaţii cilindrice. Suspensia este de tip McPherson cu arc elicoidal sub formă de butoi cu pas variabil. Amortizorul şi arcul elicoidal sunt dispuse concentric, iar corpul amortizorului este prins de braţul fuzetei. Tot acest ansamblu formează braţul superior al suspensiei.
51
Fig. 1.2 Punte faţă
1.2. Prezentarea soluţiilor constructive posibile pentru componentele punţii din faţă
52
Deoarece automobilul proiectat are motorul amplasat transversal şi puntea motoare faţă, soluţia ce se impune, pentru a nu complica prea mult constructiv sistemul, este mecanismul McPherson. Din acest considerent, toate elementele ce le vom alege trebuie să fie în concordanţă cu acesta. În cazul braţelor, după modul de fabricare,pentru autoturisme, avem două soluţii viabile: braţ executat din tabla de oţel prin ambutisare. Ca varianta constructivă, pentru braţul inferior, acesta poate fi în formă de triunghi simetric sau în forma de “L”. În cazul pivoţilor, suntem nevoiţi să alegem, datorita folosiri mecanismului McPherson, articulaţie sferică. Diferenţele, în acest caz, sunt definite de modul de montare şi de centrare a celor două piese componente: bolţul central cu capătul interior prelucrat sferic şi corpul exterior, ce se închide etanş cu un capac metalic. Fuzeta va avea o construcţie clasică, impusă de mecanismul folosit. Aceasta va fi prinsă în trei puncte: încastrată pe suportul amortizorului, lagăr cilindric pentru prinderea pe butucul roţii prin intermediului unui rulment şi fixarea pe con a bolţului central al pivotului sferic. Lagărul roţii îl reperezintă un rulment radial axial. Acesta poate fi cu bile dispuse pe 2 sau 4 rânduri sau cu role conice dispuse pe 2 rânduri, orientate faţă în faţă sau spate în spate. Butucul roţii cuprinde alezajul de centrare, în care este montat rulmentul, flanşa de prindere pentru roata şi discul de frână. Acestea se aleg constructiv în funcţie de spaţiul disponibil în interiorul roţii.
1.3. Alegerea justificată a soluţiei constructive pentru puntea care se proiectează Automobilele moderne folosesc pentru puntea faţă o punte fracţionată cu suspensie independentă, în general, de tip McPherson. Aceast tip de punte poate avea diferite caracteristici şi particularităţi constructive, în funcţie de performanţele dorite de proiectant. Puntea fracţionată cu suspensie independentă de tip McPherson prezintă mai multe avantaje, din care se pot enumera următoarele: – – – – –
simplitate constructivă; masă nesuspendată redusă; ghidare bună a roţii (variaţie redusă a ecartamentului şi a căderii roţii); spaţiu transversal larg între roţi care permite amplasarea transversală a grupului motortransmisie; permite dispunerea coaxială a arcului, amortizorului şi a tamponului elastic limitator de cursa care poate fi conceput şi ca arc suplimentar.
Ca dezavantaje ale acestui tip de punte se pot menţiona: – –
construcţie complicată şi solicitări suplimentare pentru amortizor; articulaţia grupului elastoamortizor al suspensiei cu masa suspendată complicată;
are o construcţie
Deoarece acest tip de punte este larg răspândit pe autoturismele moderne şi prezintă o serie de avantaje importante, soluţia constructivă de punte ce se va proiecta va fi o punte fracţionată de tip McPherson.
Capitolul 2. Studiul soluţiilor constructive pentru suspensia din faţă şi alegerea justificată pentru suspensia care se proiectează
53
2.1. Selecţionarea elementelor elastice posibile pentru puntea care se proiectează Singurul tip de element elastic ce îl putem folosi în cazul mecanismului McPherson, este arcul elicoidal. Arcul lamelar nu poate fi folosit deoarece având o greutate mare şi fiind dificil de poziţionat, consumând mult din spaţiul pentru sistemul de propulsie şi transmisie. În plus, funcţia lui de ghidare este preluată de alte dispozitive. Soluţii constructive pentru arcul elicoidal sunt prezentate în figura 2.1.
Fig. 2.1 Soluţii constructive de arcuti elicoidale Arcurile elicoidale pot fi cilindrice, conice, butoi, hiperbolice, parabolice. În special ne vom concentra asupra celor conice, ce ofera de curbă de variaţie a forţei elastice convenabilă situaţiei noastre: cu cât încarcarea creşte, deplasarea în raport cu ea scade. Nu vom folosi arcuri duble pentru a putea amplasa uşor. În plus, arcurile elicoidale conice permit o săgeată mai mareî raport cu înălţimea decât în cazul unui arc cilindric, deoarece spirele se pot întrepătrunde. Din acest considerent, arcurile vor avea dimensiuni mai mici, acest lucru contând în îmbunatăţirea performanţelor dinamice.
2.2. Studiul soluţiilor constructive de dispunere a elementului elastic şi stabilirea dispunerii lui în cadrul punţii În cazul mecanismului McPherson, arcul elicoidal se montează la capătul dinspre punte, pe un suport solidar cu amortizorul, însa, în celalalt capăt, pot exista mai multe soluţii constructive posibile 54
în funcţie de articulaţia axială folosită pentru fixarea pe cadru a grupului arc-amortizor, dar şi de soluţia de montare a rulmentului ce permite bracarea roţilor fără frecări. Acest rulment poate fi plasat: –
între armătura de jos a articulaţiei şi talerul superior al arcului (figura 2.2)
Fig. 2.2 Amplasarea rulmetului –
între armătura de jos a articulaţiei şi tija amortizorului (figura 2.3)
Fig. 2.3 Amplasarea rulmetului –
între talerul inferior al arcului şi tubul amortizorului (figura 1.6)
Fig. 2.4 Amplasarea rulmetului
55
Pentru puntea ce se proiectează, vom alege prima variantă deoarece este varianta ce nu necesită modificări constructive ale amortizorului sau arcului. În acest sistem, la bracare, tija amortizorului este fixă, iar arcul împreună cu tubul amortizorului şi cu fuzeta se rotesc.
2.3. Studiul soluiilor constructive posibile pentru amortizoare În cazul amortizoarelor, sunt trei categorii din care putem alege, având în vedereun raţionament tehnic, dar şi economic. Amortizoarele cele mai simple constructiv şi funcţional sunt amortizoarele hidraulice cu dublu efect. Schema funcţională a acestora este prezentată în figura 2.5.
Fig. 2.5 Amortizoarele hidraulice cu dublu efect Al doilea tip de amortizor ce îl putem folosi este amortizorul bi-tubular cu aer sau gaz, ca cel din figura 2.6 . Acesta este cel mai folosit tip de amortizor pe automobilele moderne.
56
Fig. 2.6 Amortizorul bi-tubular Al treilea tip de amortizor utilizat în prezent este cel mono-tubular cu gaz. Acesta este cea mai scumpă variantă, fiind utilizată numai în cazul autovehiculelor din clasa premium. Avantajul acestui amortizor este că poate fi modificată constanta de amortizare prin eliberarea sau introducerea de gaz în partea de jos a acestuia. Această variantă de amortizor este prezentată în figura 2.7.
Fig. 2.7 Amortizor mono-tubular cu gaz
2.4. Studiul soluţiilor de montare a amortizorului şi alegerea soluţiei de montare a amortizorului pe puntea care se proiectează
57
Modul de prindere al amortizorului de punte şi de caroserie sunt impuse în mare parte de utilizarea mecanismului McPherson. Legătura cu fuzeta din partea inferioară a amortizorului se va realiza cu un manson prevăzut cu două şuruburi de strângere. În partea de sus, se va folosi o articulaţie axială cu elastomer. Înclinarea amortizorului faţă de poziţia verticală nu va fi mare, unghiul de înclinare va fi maxim 10⁰ spre interior şi tot atât spre spate. Automobilul ar avea o comportare viratorie mai bună dacă acesta ar fi înclinat mai mult, amortizorul ar prelua şi forţe tăietoare. Acestea duc la uzura prematură a acestuia. Pentru a preveni acest lucru, amortizorul ar trebuie supradimensionat, ceea ce ridică costul de producţie. 2.5. Dispunera tampoanelor limitatoare de cursă Pentru limitarea cursei de comprimare, se montează un tampon din cauciuc pe tija amortizorului, având forma articulaţiei axiale a acestuia cu caroseria autoportantă.
2.6. Dispunerea barei stabilizatoare şi poziţionarea legăturilor ei cu elementele punţii O soluţie de bară stabilizatoare folosită pentru puntea din faţă pentru o punte McPherson este prezentată în figura 2.8.
Fig. 2.8 Bară stabilizatoare montată pe punte Bara stabilizatoare este montată cu partea longitudinală de caroseria autoportantă a automobilului, iar braţele ai sunt montate de punte. În cadrul acestei punţi bara stabilizatoare îndeplineşte două funţii: reduce mişcarea de rului al automobilului când acesta se află în viraj; preia forţele pe direcţie longitudinală, forţe pe care puntea de tip McPherson nu este capabilă să le preia. 58
2.7 Prezentarea de detaliu a soluţiilor constructive adoptate pentru suspensia din faţă În concluzie, vom alege un sistem arc-amortizor format dintr-un arc elicoida conic, un amortizor bitubular cu gaz de joasă presiune, un rulment axial între armătura de jos a articulaţiei şi talerul superior al arcului şi un tampon limitator de cursă din cauciuc montat pe tija amortizorului.
Bibliografie 1. Gh. Frăţilă, Calculul şi construcţia automobilelor,Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1977 2. M. Oprean, Notiţe curs Transmisii pentru automobile 3. S. Ivancenco, Notiţe curs Organe de Maşini 4. P. Sorin, Automobile I Proiect
59
