Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  
AeronauticaComunicatiiElectronica electricitateMerceologieTehnica mecanica


PUNTEA MOTOARE FATA

Tehnica mecanica



+ Font mai mare | - Font mai mic



PUNTEA MOTOARE FATA

1. Generalitati



Rotile automobilului, in functie de natura si de marimea fortelor si momentelor care actioneaza asupra lor, pot fi:

-roti motoare (antrenate): sunt rotile care ruleaza sub actiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;

-roti libere (conduse): sunt rotile care ruleaza sub actiunea unei forte de impingere sau tragere, de acelasi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitata asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;

-roti franate: sunt rotile care ruleaza sub actiunea unui moment de franare dezvoltat in mecanismele de franare ale rotilor (franare activa), sau de catre grupul motopropulsor in regim de mers antrenat (frana de motor).

Pentru autoturisme, prevazute cu doua punti, organizarea tractiunii se poate realiza dupa solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifra indicand numarul rotilor, iar cea de-a doua, pe cel al rotilor motoare. Pentru organizarea tractiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusa in fata sau in spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punti sunt cu roti motoare.

Puntile motoare, fata de cele nemotoare, asigura transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, functie de modul de organizare a tractiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinala, la rotile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufera o serie de adaptari si anume:

-adaptare geometrica determinata de pozitia relativa dintre planul in care se roteste arborele cotit al motorului si planul in care se rotesc rotile motoare;

-adaptare cinematica determinata de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit in doua ramuri, cate unul transmis fiecarei din rotile motoare ale puntii.

Pentru a-si indeplinii functiile de mai inainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principala (sau angrenajul principal), diferentialul si transmisiile la rotile motoare.

In procesul autopropulsarii, din interactiunea rotilor motoare cu calea, iau nastere forte si momente de reactiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forte si momente si de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei si cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea fortelor si a momentelor, precum si transmiterea lor dupa directii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al puntii, numit mecanismul de ghidare al rotilor. Mecanismul de ghidare defineste, in ansamblul puntii, cinematica rotii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punti rigide, puntile la care prin oscilatia unei roti fata de caroserie pozitia relativa dintre roti ramane nemodificata (punti cu oscilatia dependenta a rotilor), si punti articulate, puntile la care oscilatia unei roti fata de caroserie determina modificarea pozitiei relative dintre rotile puntii (punti cu roti independente).

Legatura in punte dintre mecanismele fluxului de putere si mecanismul de ghidare se face prin butucul rotii.

2. Rol, cerinte, clasificare

Puntea din fata are rolul de a prelua si transmite cadrului sau caroseriei fortele si momentele ce apar intre rotile ei cu drumul si de a permite schimbarea directiei de deplasare a automobilului. La automobilele cu tractiune integrala sau la cele organizate dupa solutia "totul fata", puntea din fata realizeaza si transmiterea momentului motor de la transmisia longitudinala sau arborele secundar al cutiei de viteze la roti.

Dupa tipul suspensiei puntile din fata pot fi rigide sau articulate.

Puntea din fata trebuie sa satisfaca o serie de conditii, dintre care: sa asigure preluarea integrala a fortelor ce apar in timpul deplasarii automobilului; sa asigure cinematica corecta si o buna stabilitate rotilor de directie; sa aiba o greutate proprie mica pentru a se reduce greutatea partii nesuspendate a automobilului; sa asigure manevrabilitatea automobilului si uzura minima a pneurilor; sa fie suficient de rezistenta si rigida in exploatare.

3. Elemente componente ale puntilor din fata

La puntile din fata motoare deosebim: mecanismele transmiterii momentului motor si mecanismul de ghidare al rotilor. Pentru a permite schimbarea directiei de mers, rotile puntii din fata montate pe fuzete se pot roti fata de axa longitudinala a automobilului in jurul pivotilor. Pentru puntile nemotoare constructia se simplifica prin eliminarea mecanismelor de transmitere ale momentului motor.

4. Transmisia principala.

Transmisia principala cuprinde toate mecanismele din punte care realizeaza o demultiplicare a turatiei motorului.

Rolul transmisiei principale este de a mari momentul motor primit de la transmisia longitudinala sau de la arborele primar al cutiei de viteze si de a-l transmite, prin intermediul diferentialului si arborilor planetari, la rotile motoare, ce se rotesc in jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 fata de axa longitudinala a automobilului.

Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regula constant, numit raportul de transmitere al puntii motoare (notat io), reprezinta adaptarea cinematica necesara impusa de conlucrarea motor transmisie. Pentru a realiza aceasta functie, prin constructie transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesara a raportului de transmitere este cuprinsa in intervalul de valori 35, transmisia principala este constituita dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple.

Adaptarea geometrica a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune directionarea lui de la axa in jurul careia se roteste arborele cotit al motorului la axa transversala a automobilului, in jurul careia se rotesc rotile motoare. Aceasta functie se realizeaza in transmisia principala prin tipul angrenajului utilizat si anume angrenaje cu axe ortogonale in cazul dispunerii longitudinale a motorului si angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversala a motorului.

4.1. Constructia transmisiei principale

Cand motorul este dispus transversal, transmisia principala este organizata sub forma unui angrenaj de roti cilindrice 1 si 2 cu axe fixe (fig.1). Pentru sporirea rigiditatii arborilor cutiei de viteze si pentru deplasarea carterului puntii motoare spre axa longitudinala a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se executa corp comun cu arborele secundar, in capatul din consola al arborelui secundar. Coroana cilindrica 2 a diferentialului, impreuna cu diferentialul, sunt dispuse in carterul puntii, plasat in zona ambreiajului.

Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determina forte axiale mult mai mici fata de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagarele diferentialului, se utilizeaza de regula rulmenti radiali axiali cu bile.

La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru descarcarea rulmentilor arborelui secundar de fortele axiale din angrenajele cu dinti inclinati ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adopta pentru sensul inclinarii dintilor pinionului acelasi sens ca pentru rotile dintate din cutia de viteze.

4.2. Elemente de calculul transmisiei principale

Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare si verificare al angrenajelor de roti dintate, de dimensionare si verificare al arborilor si al rulmentilor.

-determinarea momentului de calcul

Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se considera momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relatia:

(1)

unde:

- icv este raportul de transmitere al cutiei de viteze in prima treapta;

- este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

Adopt conform STAS 821-82 modulul normal: mn=3 mm

- calculul de rezistenta si dimensionare al angrenajelor de roti dintate cilindrice

Tabelul1. Date initiale

Nr. poz.

Denumirea elementului

Simbol

Indicatia de adoptare

Standarde aferente

Numarul de dinti:

- la pinion

- la roata

z1

z'2

z'1= z1 i0=58

Modulul normal

mn

STAS 822-82

Unghiul de inclinare de divizare

b

Unghiul de presiune de referinta normal

an

an

STAS 821-82

Coeficientul normal al capului de referinta

h*an

h*an=1

STAS 821-82

Coeficientul normal al jocului de referinta la capul dintelui

c*n

c*n=0,25

STAS 821-82

  Pe baza datelor initiale necesare, specificate in tabelul VIII.1, calculul elementelor geometrice ale angrenajelor sunt prezentate in tabelul VIII.2.

Tabelul 2. Calculul elementelor geometrice

Nr. poz.

Denumirea elementului

Simbol

Formula de calcul

Distanta intre axe de referinta

a

=120,47

Unghiul de presiune de referinta frontal

at

=11,35

Unghiul de angrenare frontal

atw

=11,35

Involuta unghiului at

inv at

=-14,05

Involuta unghiului atw

invatw

=-14,05

Coeficientul normal al deplasarilor de profil insumate

xns

=0

Coeficientul frontal al deplasarilor de profil insumate

xts

=0

Coeficientul normal al deplasarilor

xn1

xn1=0

xn2

xn2=0

Coeficientul frontal al deplasarilor de profil

xt1

xt1=0

xt2

xt2=0

Modulul frontal

mt

=3,31

Diametrul de divizare

d1

=52.96

d2

=191.98

Raportul de transmitere

i12

=0.27

Diametrul de rostogolire

dw1

=51,89

dw2

=1810

Coeficientul normal de modificare a distantei intre axe

yn

=0

Coeficientul normal de micsorare a jocului de referinta la cap

Dyn

=0

Diametrul de picior

df1

=51.49

df2

=186.67

Inaltimea de referinta a dintelui

h



=7.5

Diametrul de cap de referinta

da1

=66.49

da2

=201.67

 


Fortele din angrenaje

Pentru calculul danturii exista mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosita este metoda lui Lewis.

Aceasta metoda considera ca intregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grinda incastrata si ca asupra dintelui actioneaza forta normala Fn dupa linia de angrenare N-N si este aplicata la varful dintelui.

Forta nominala se distribuie pe fasia de contact dintre dintii aflati in angrenare producand ca solicitare principala presiuni specifice de contact.

Functie de momentul de torsiune Mc al arborelui, forta tangentiala se determina cu relatia:

(2)

unde:

- Mc : momentul la arborele rotii conducatoare a angrenajului.

Forta nominala se calculeaza cu formula:

(3)

Componenta radiala se calculeaza cu formula:

(4)

si solicita dintele la compresiune.

Fig. 3. Definirea fortelor din rotile dintate cilindrice cu dantura inclinata

Componenta axiala, care se calculeaza cu formula de mai jos nu determina solicitari asupra dintelui:

(5)

Calculul de rezistenta la incovoiere

Pe baza ipotezelor aratate, efortul unitar efectiv de incovoiere este dat de relatia:

(6)

unde:

- z : numarul de dinti ai rotii conducatoare;

Y

gei : coeficient de repartizare al efortului.

Coeficientul de repartizare al efortului tine cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculam gradele de acoperire frontal si suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire frontal se utilizeaza relatia:

(7)

iar pentru gradul de acoperire suplimentar, utilizam relatia:

(8)

unde:

- Re1, Re2 : razele cercurilor de varf ale rotilor din angrenajul de calculat;

- Rb1, Rb2 : razele cercurilor de baza;

arf : unghiul frontal de angrenare;

arf : unghiul frontal al profilului de referinta

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de incovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax si de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relatia:

(9)

In cazul metodei Lewis, cand se considera ca intreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte si se neglijeaza efectul compresiunii axiale dat de componenta radiala a fortei normale, rezulta o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionarii, in calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compara cu eforturile admisibile la incovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de incarcare sai se adopta, in mod conventional, cu valori mai ridicate celor definite din conditia de rezistenta la valoarea nominala a momentului:

(10)

unde:

- c=1,5 : coeficient de siguranta.

La calculul de verificare al rotilor dintate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea brusca a ambreiajului si la franarea brusca cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se determina cu relatia:

(11)

unde:

- MM : momentul maxim al motorului;

- i't : raportul de transmitere de la motor la angrenaj;

- kd=1,5    : coeficientul dinamic.

Valorile efective ale efortului unitar sef se compara in acest caz cu efortul unitar de curgere sc al materialului rotilor dintate.

In tabelul VIII.4. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de incovoiere.

Valorile efortului unitar efectiv de incovoiere

Z=16

Z=58

ef

es

yef

ye

sef [Mpa]

 


Calculul de rezistenta la presiunea de contact

Sub actiunea solicitarilor de contact de pe flancurile dintilor poate aparea oboseala straturilor de suprafata (sub forma de ciupituri, sfaramari si mai rar cojire) si deformarea plastica a flancurilor dintilor (sub forma de laminare, ciocanire, incretire, ridare).

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utilizand relatia lui Hertz:

(12)

unde:

- ym : coeficientul de material;

- yfc : coeficient de forma in punctul de rostogolire;

- yec : gradul de acoperire asupra capacitatii flancurilor.

Deformarea permanenta a flancurilor dintilor la solicitarile de contact are loc cand eforturile unitare de contact, fie datorita unor suprasarcini, fie datorita ungerii sau randamentului termic necorespunzator, depasesc limita de curgere.

Pentru calculul de rezistenta la presiunea de contact sub actiunea sarcinilor de varf, momentul Mc se inlocuieste cu momentul dinamic Md.,

Valorile efortului unitar efectiv de incovoiere

Z=16

Z=58

ym

yfc

yes

pefc [Mpa]

 


4.3. Verificarea la durabilitate a angrenajelor

In afara unei rezistente insuficiente la sarcini nominale sau de varf, scoaterea din functiune a angrenajelor in exploatare apare frecvent datorita depasirii limitei de rezistenta a materialului, provocata de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizata de capacitatea de functionare indelungata pana la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor si pana la aparitia oboselii materialului.

Pentru efectuarea calcului de durabilitate se considera ca motorul dezvolta un moment mediu echivalent Mech, la o turatie medie echivalenta wech

Momentul mediu echivalent se calculeaza cu relatia:

(13)

unde:

- Mrmed : momentul mediu la rotile motoare;

- icvmed    : raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;

ht : randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la rotile motoare se utilizeaza relatia:

(14)

unde:

- : forta specifica medie la rotile motoare;

- Ga : greutatea automobilului;

- rr : raza de rulare a rotii;

- i0    : raportul de transmitere al transmisiei principale.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determina cu relatia:

(15)

unde

bk : timpul relativ de utilizare a treptei de viteze;

- icvk : raportul de transmitere in treapta k de viteza;

- n : numarul de trepte ale cutiei de viteze.

Turatia medie echivalenta se calculeaza cu relatia:

(16)

unde:

- : viteza medie de deplasare a automobilului.

Numarul de solicitari la care este supus un dinte, pe durata exploatarii intre doua reparatii capitale (considerat ca durabilitate necesara), se determina cu relatia:

(17)

unde:

b : timpul relativ de utilizare a treptei respective;

- S : spatiul parcurs de automobil intre doua reparatii capitale;

- i"t    : raportul de transmitere de la rotile motoare pana la angrenajul calculat;

- rr    : raza de rulare a rotii.

Calculul la solicitarea de oboseala la incovoiere

Determinarea efortului unitar efectiv de incovoiere la solicitarea de oboseala se determina din relatia (6), prin inlocuirea momentului Mc cu Mech i't, Mech fiind determinat de relatia (13) si i't raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Eforturile unitare efective obtinute la calculul la oboseala a danturii se compara cu efortul unitar la oboseala la incovoiere dupa ciclul pulsator sN, dat de relatia:

(18)

unde:

s : efortul unitar pe ciclu simetric;

-

sr : efortul unitar de rupere;

- N : numarul de cicluri pentru roata dintata care se calculeaza;

Angrenajele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzatoare din punctul de vedere al rezistentei la oboseala daca este satisfacuta inegalitatea:

(19)

unde:

- k' : coeficientul de siguranta la calculul la oboseala; coeficientul k' se poate calcula cu relatia:

(20)

unde:

- : coeficient de dinamicitate;

- c : coeficientul de siguranta, se determina cu relatia:

- k1    : coeficient ce tine seama de concentratia sarcinii pe lungimea dintelui;

- k2    : coeficient care tine seama de siguranta necesara de functionare;

- k3    : coeficient care tine seama de precizia metodelor de calcul;

- : coeficienti care tin seama de precizia de prelucrare si de calitatea suprafetelor flancurilor dintilor

In tabelul VIII.6. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de incovoiere la solicitarea de oboseala la incovoiere.

Solicitarea de oboseala la incovoiere

Transmisia principala

Z=16

Z=58

kni

sefc [Mpa]

 


Calculul la oboseala la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv de contact de contact, pefc, se determina, in acest caz cu relatia (12), unde forta tangentiala Ft=Ft ech, care se ia in calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turatie medie echivalenta wech

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie sa depaseasca efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilitatii impuse.

Efortul unitar admisibil la contact este dat de relatia:

(21)

unde:

- pNc : efortul unitar de contact la oboseala, pentru un anumit numar de cicluri

echivalente Nech;

- c' : coeficient de siguranta;

Efortul unitar de contact pentru calculul de oboseala se determina cu relatia:

(22)

In cazul in care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale otelurilor din care sunt executate rotile dintate, pentru calculul la oboseala al flancurilor dintilor, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilitatii la solicitarea de contact knc,dat de relatia:

(23)

unde:

- Nb : numarul ciclurilor durabilitatii de baza;

- Nech : numarul de cicluri de solicitare corespunzatoare durabilitatii cerute.

In tabelul VII. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de incovoiere la solicitarea de oboseala la contact pentru fiecare treapta din cutia de viteze.

Solicitarea de oboseala la incovoiere

Transmisia principala

Z=16

Z=58

knc

sefc [Mpa]

 


5. Diferentialul

5.1. Necesitatea diferentialului ca mecanism al puntii motoare

Diferentialul este un mecanism, inclus in puntea motoare, care divizeaza fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principala in doua ramuri, transmise fiecare cate unei roti motoare, oferind totodata rotilor puntii posibilitatea, ca in functie de conditiile autopropulsarii, sa se roteasca cu viteze unghiulare diferite. Principalele conditii de autopropulsare care impun rotilor sa se roteasca cu viteze unghiulare diferite sunt urmatoarele:

-deplasarea pe traiectorii curbe, cand roata interioara curbei are de parcurs un spatiu mai mic decat roata exterioara curbei;

-deplasarea rectilinie pe cai netede, cand rotile puntii au de parcurs spatii egale iar automobilul, din diverse cauze, are rotile puntii cu raze inegale; diferenta dintre raze poate fi datorata presiunii inegale din pneuri, repartizarii incarcaturii asimetric fata de axa longitudinala a automobilului, pneurilor la cele doua roti de simbol diferit, sau grad diferit de uzura;

-deplasarea rectilinie pe cai cu denivelari cand, datorita distributiei aleatoare a denivelarilor sub forma de gropi si ridicaturi, rotile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.

In conditiile de mai inainte, in lipsa diferentialului, in mecanismele puntii apar incarcari suplimentare sub forma unui flux "parazit" de putere.

5.2. Cinematica si dinamica diferentialului

a. Cinematica diferentialului. Diferentialul utilizat la automobile este, in general, cu roti dintate conice. Elementele unui astfel de diferential (fig.VIII.4) sunt: pinioanele planetare 2 si 6, fixe pe arborii 7 ai transmisiilor la rotile motoare, satelitii 5, aflati permanent in angrenare cu rotile planetare 2 si 6, bratul portsatelit (axul) 4 si carcasa 3 a diferentialului. Elementul conducator al mecanismului este bratul portsatelit 4, care primeste fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.

Pentru a stabili legaturile cinematice dintre elementele diferentialului se aplica metoda opririi imaginare a elementului conducator (metoda Willis). Metoda consta in a imprima bratului portsatelit o miscare egala cu miscarea lui reala, dar de sens opus, cand mecanismul planetar devine mecanism cu axe fixe. Mecanismele obtinute unul din altul prin metoda descrisa, datorita invariatiei miscarilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.

Daca w si w erau viteze unghiulare ale arborilor 1 si 7 ai mecanismului inainte de oprirea imaginara si w viteza unghiulara a elementului conducator 3, dupa oprire (prin rotirea imaginara cu -w in jurul axei centrale OO' a mecanismului), vitezele unghiulare ale arborilor vor deveni w w , respectiv w w . Pentru mecanismul cu axe fixe asociat, raportul de transmitere de la arborele 1 la arborele 7 este:



=constant

unde R6 si R2 sunt razele de rostogolire ale rotilor planetare 6 si 2.

In functie de conditiile de deplasare ale automobilului, se desprind urmatoarele stari cinematice de functionare ale diferentialului:

deplasare rectilinie pe cai netede: in acest caz, in ipoteza rotilor egale, cand rotile au de parcurs spatii egale, se obtine ca w w , deci ws=0, ceea ce inseamna ca diferentialul nu functioneaza, rotile puntii comportandu-se ca in cazul unei legaturi directe intre ele printr-un arbore rigid.

deplasare in viraj sau rectiliniu pe cai cu denivelari: parcurgerea de catre roti a unor spatii inegale se obtine cand w w . Pentru w >w ,vitezele unghiulare ale rotilor planetare sunt:

astfel incat, cu cat se mareste viteza unghiulara a rotii planetare in avans, cu atat se reduce viteza unghiulara a rotii intarziate.

Oprirea brusca a elementului conducator al puntii motoare: la o asemenea oprire, care determin[ oprirea carcasei diferentialului (w =0), se obtine w w , adica rotile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. Aceasta situatie de functionare a diferentialului este deosebit de periculoasa daca apare in timpul deplasarii cu viteze mari, deoarece automobilul, pivotand in jurul puntii din spate, isi pierde stabilitatea. Pentru preintampinarea unei astfel de situatii, toate dispozitivele de franare ale automobilului sunt plasate, fata de circuitul fluxului puterii de autopropulsare, in aval de diferential.

Deplasarea pe cai cu aderenta scazuta: aderenta scazuta a caii poate determina ca, la o anumita valoare a fortei la roata, una dintre roti sa inceapa sa patineze. Fenomenul patinarii rotii este echivalent cu reducerea vitezei de translatie centrului rotii, roata tinzand sa ramana in urma celeilalte roti. Aceasta tendinta este compensata de diferential, care, intrand in functiune, reduce turatia rotii in avans si o sporeste pe cea a rotii incetinite. Compensarea reducerii vitezei de translatie se poate face pana cand Dw atinge valoarea maxima (Dw)max=2w . La aceasta a diferentei vitezelor unghiulare ale rotilor, functie de roata la care a aparut tendinta de patinare, vitezele unghiulare de rotatie ale rotilor devin:

w w si w =0, cand roata antrenata de arborele 1 tinde sa patineze;

w w si w =0, cand roata antrenata de arborele 7 tinde sa patineze.

Aceasta situatie, echivalenta fizic opririi rotii aflate in stare de aderenta si transmiterii intregului flux de putere catre roata care patineaza, determina pierderea capacitatii de autopropulsare a automobilului. Preintampinarea situatiei se face prin impiedicarea diferentialului de a functiona, lucru posibil de realizat prin blocarea diferentialului cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferentialului prin generarea unor forte mari de frecare.

b. Dinamica diferentialului. Daca momentul de torsiune al carcasei (M3), se transmite prin axa portsatelit 4 fara pierderi (cauzate de frecare) satelitului 5, din conditia de echilibru dinamic al satelitului, acesta este impartit in parti egale rotilor planetare 2 si 6, adica:

si

Cand w1w , datorita vitezelor relative dintre elementele diferentialului, apar forte de frecare, care, reduse la arborii planetari 1 si 7, vor da un moment de frecare Mf cu sens opus tendintei de modificare a vitezei unghiulare.

Bilantul de putere al diferentialului este:

Momentele ce revin celor doi arbori planetari nu sunt egale, diferenta dintre momente fiind cu atat mai mare, cu cat momentul corespunzator frecarii interne din diferential este mai mare.

Raportul supraunitar al celor doua momente, notat cu l, se numeste coeficient de blocare al diferentialului. Pentru cazul in care w >w

Se obtin momentele transmise arborilor planetari:

- pentru arborele intarziat: ;

- pentru arborele in avans: .

Se observa ca arborele planetar al rotii intarziate este cu atat mai incarcat fata de arborele planetar al rotii in avans, cu cat coeficientul de blocare l, deci momentul de frecare Mf, este mai mare.

Pentru ca diferentialul cu puterea de frecare sa-si indeplineasca rolul sau cinematic, trebuie ca puterea suplimentara ("puterea parazita"), sa fie mai mare decat Pf. la diferentiale cu frecare interioara marita (l mare), in cazul deplasarii p cai bune, cand fluxul posibil de "putere parazita" este mare, intotdeauna se realizeaza conditii de functionare cinematica a diferentialului. La deplasarea pe cai cu rezistente mari si cu aderenta scazuta, cand "puterea parazita" este mica, aceste diferentiale nu vor functiona, puntea comportandu-se ca o punte fara diferential. In acest fel se evita situatia patinarii totale a uneia dintre roti si a blocarii celeilalte.

5.3. Constructia diferentialului.

In constructia diferentialelor se disting mai multe solutii, grupate astfel:

. dupa caracteristicile cinematice se deosebesc diferentiale simetrice si diferentiale asimetrice;

. dupa caracteristicile dinamice, exprimate prin marimea frecarii interne, diferentialele pot fi: diferentiale simple, diferentiale blocabile si diferentiale autoblocabile.

In afara utilizarii diferentialului ca mecanism al puntii motoare, in constructia de automobile diferentialul se foloseste si ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4x4.

In figura 5 se prezinta solutii constructive de diferentiale cu roti dintate conice. Carcasa 4 a diferentialului (fig.5,a), solidara de coroana dintata 2 a transmisiei principale, se roteste datorita miscarii primite de la transmisia principala. In carcasa sunt dispusi satelitii 3 si 6 care angreneaza in permanenta cu 2 roti planetare, fiecare comuna cu cate unul din arborii planetari 1 si 5. Fixarea satelitilor in carcasa se face prin boltul 7. Pentru a asigura o centrare buna si o angrenare corecta a satelitilor cu rotile planetare, la constructia din fig.5, b suprafata frontala a satelitilor este sferica.

Constructiv, functie de tipul si de destinatia automobilului, satelitii sunt in numar de 2 sau de 4, montati echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor planetare. Prin acest montaj se asigura anularea sarcinilor radiale in pinioane si se reduc dimensiunile rotilor dintate prin marirea numarului de dinti aflati simultan in angrenare. Elementele componente ale unui diferential cu patru sateliti sunt prezentate in figura 6.

 


a)    b)

Fig. 5. Constructia diferentialului simplu cu roti dintate conice

Fig. 6. Elementele componente ale diferentialului cu patru sateliti si cu angrenaje de roti dintate conice

5.4. Elemente de calculul diferentialului

Calculul de rezistenta al diferentialelor cuprinde calculul rotilor planetare, calculul satelitilor si al axelor satelitilor. Pentru calculul organologic este necesar sa se stabileasca pe baza fluxului de putere care circula prin elementele diferentialului momentele de calcul.

momentul pentru calculul axei satelitilor:

(24.)

momentul pentru calculul angrenajului pinion planetar-satelit:

(25)

momentul de calcul pentru arborii planetari:

(26)

Pentru diferential aleg materialul 41MoCr11 de imbunatatire cu urmatoarele caracteristici:

sC=75 daN/mm2 sFlim=273 N/mm2 HB=295 N/mm2

sr=95 daN/mm sHlim=713 N/mm2

Diametrul axului satelitilor este:

(27)

Calculul de dimensionare si verificare al angrenajelor conice din diferential se face dupa metodologia pentru roti dintate cu dantura dreapta:

Notatii si relatii de calcul

Sateliti

Roti planetare

numarul de dinti

z1=10

z2=16

unghiul de angrenare in sectiune normala

an=200 conform STAS 6844-63

unghiul de inclinare al dintelui in sectiune medie a danturii

bm

coeficientul inaltimii capului de referinta normal si frontal

f0n=1 conform STAS 6844-63

f0f= f0n cosbm

coeficientul jocului de referinta la fund, normal si frontal

w0n=0.2 conform STAS 6844-63

w0f w0n cosbm

 

Sateliti

Roti planetare

unghiul conului de divizare

d =arctgz1/z2=32

d d

numarul de dinti ai rotii echivalente

zech1=z1/(cosd cos3bm

zech2=z2/(cosd cos3bm

deplasarea specifica in sectiune frontala

xf1 xf2

lungimea generatoarei conului de divizare

L=0,5*mf*z1*=45 mm

adancimea de lucru a dintilor

he=2 fof mf=6,8    mm

jocul la fund

C=w0f mf=0,68    mm

inaltimea dintelui

h1=h2=h=he+c=7,48    mm

inaltimea capului

a1=mf (f0f+xf mm

a2=he-a1=3    mm

inaltimea capului

b1=h-a1=2,30    mm

b2=h-a2=5,85    mm

unghiul piciorului dintelui

g =arctg b1/L=2,92

g =arctg b2/L=7,4

unghiul conului exterior

de1 d g

de2 d g

unghiul conului interior

di1 d g

di2 d g

modulul frontal

mf==4,44 mm

diametrul de divizare

Dd1=mf z1=44,4 mm

Dd2=mf z2=71,04 mm

 


Denumirea parametrului

Notatii si relatii de calcul

Sateliti

Roti planetare

diametrul de varf

De1= Dd1+2 a1 cosd mm



De2= Dd2+ 2 a2 cosd =72,75mm

distanta de la varful conului pana la dantura

H1=Dd1/(2 tgd

-a1 sind =31,53 mm

H2=Dd2/(2 tgd

-a2 sind =17,39 mm

Calculul de rezistenta si verificare al angrenajelor

a) Verificarea la solicitarea de contact :

(28)

unde:

-

- ZE=189,8 Mpa1/2 : factorul de material ;

- Ze : factorul gradului de acoperire;

- ZH=2 : factorul zonei de rostogolire;

- Zb=0,87 : factorul inclinarii dintelui;

- SH=1,15 : factorul admisibil de siguranta;

Ym : coeficientul de latime al rotilor;

slim=76,8 Mpa : tensiunea limita de contact.

<

Verificarea la solicitarea de incovoiere:

(29)

unde:

YFa=2,5 : factorul de forma al dintelui;

YSa=2 : factorul de corectie a tensiunii la baza dintelui;

Ye : factorul care tine seama de gradul de acoperire al danturii;

Yb : factorul unghiului de inclinare al danturii;

SF=1,25 : factorul de siguranta admisibil minim;

sFp=520 N/mm2

Dimensionarea arborilor planetari

Dimensionarea arborilor planetari se face din conditia de rezistenta la solicitarea de torsiune.

(30)

unde:

-

-

-

Pentru capatul de arbore adopt conform STAS 1769-68 caneluri cu profil dreptunghiular serie mijlocie cu dimensiunile:

-z=6 caneluri -D=28 mm

-b=7 mm -d=23 mm

Verificarea la strivire a canelurilor:

Adopt :

Verificarea la forfecare:

Adopt :

Fortele care iau nastere in angrenajele diferentialului:

-fortele tangentiale:

-forta de strivire dintre axa satelitilor si carcasa diferentialului:

-forta radiala:

(35)

Eforturile unitare de forfecare ce iau nastere in axul satelitului se calculeaza cu relatia:

(36)

tf < taf = 110 Mpa

Eforturile unitare de strivire dintre axul satelitului si satelit se calculeaza cu relatia:

(37)

ss1 < sas1 = 110 MPa

Strivirea dintre axul satelitului si carcasa diferentialului se verifica cu relatia:

(38)

ss2 < sas2 = 60 Mpa

6. Solutii constructive pentru stabilizarea rotilor de directie

In scopul asigurarii unei bune tinute de drum a automobilului, rotile de directie se stabilizeaza. Prin stabilizarea rotilor de directie se intelege capacitatea acestora de a-si mentine directia la mersul in linie dreapta si de a reveni in aceasta pozitie dupa ce au fost bracate. In acest scop, rotile de directie si pivotii fuzetelor prezinta anumite unghiuri in raport cu planul longitudinal si transversal ale automobilului.

In figura VIII.8 este reprezentata o roata de directie in pozitia deplasarii automobilului in linie dreapta, intr-un sistem de coordonate rectangulare xyz cu originea O in punctul de intersectie a axei fuzetei cu axa pivotului. Planul xOy este paralel cu planul drumului, axa Ox indica directia longitudinala, iar axa Oy este paralela cu axa puntii din fata. Axa Oz este normala pe calea de rulare.

La puntea din fata se deosebesc urmatoarele unghiuri:

-unghiul de inclinare longitudinala a pivotului (unghiul de fuga) este β;

-unghiul de inclinare transversala a pivotului δ;

-unghiul de cadere al rotii (inclinare transversala a fuzetei) a

-unghiul de convergenta al rotii (inclinare longitudinala a fuzetei) γ;

Unghiurile a, β, γ, δ se stabilesc pentru rotile nebracate si automobilul dispus pe un plan orizontal. Valorile acestor unghiuri sunt corelate intre ele, putandu-se gasi mai multe combinatii care sa asigure buna stabilitate a automobilului si uzura minima a pneurilor.

Unghiul de cadere sau de carosaj al rotii (fig. VIII.9) a reprezinta inclinarea planului rotii fata de planul longitudinal al automobilului. Efectul sau, stabilizator se manifesta prin impiedicarea tendintei rotilor de a oscila in limita jocului din rulmentii butucului. Datorita unghiului de cadere a, componenta axiala ZRsina a reactiunii normale ZR tinde sa impinga butucul rotii spre interior, ceea ce face sa dispara jocul din rulmenti, si descarca piulitele din capatul fuzetei.

De asemenea, prin micsorarea distantei b (numita deport) dintre roata si pivot, momentul fortelor de rulare, care tind sa roteasca roata in jurul pivotului, scade, micsorandu-se astfel momentul necesar bracarii rotilor.

Ca efecte negative ale acestui unghi sunt uzura pneurilor pe banda exterioara de rulare divergenta a rotilor (tendinta de deschidere). Valorile acestui unghi la automobilele moderne variaza intre 030 si 1 putand avea la unele automobile valori nule sau negative.

Marimea unghiului de cadere, datorita tendintei de rulare divergenta a rotilor se coreleaza cu cea a unghiului de convergenta, astfel ca in rulare rotile trebuie sa asigure paralelismul planelor de rotatie.

Unghiul de convergenta γ (fig.10) este format in plan orizontal de planul rotii cu planul longitudinal al automobilului. Marimea convergentei se exprima, de obicei, prin diferenta distantelor f si s dintre planele jantelor, in plan orizontal, masurate in fata f si spatele s ale puntii. Convergenta rotii se prevede in scopul micsorarii tendintei de deschidere al acestora datorita unghiului de cadere a

O convergenta prea mare provoaca o uzura accentuata a pneurilor pe flancurile exterioare, astfel incat se impune ca in timpul mersului rectiliniu (datorita deformarii elastice a pneului, torsionarilor din sistemul de directie si anularii jocurilor) rotile sa aiba tendinta sa ruleze paralel.

Convergenta rotilor este determinata in afara de marimea unghiului de cadere si de tipul rotii.

Daca roata este nemotoare (fig.11.a), rularea ei are loc sub actiunea unei forte de impingere F, egala cu rezistenta la rulare a rotii RR. Forta F se transmite fuzetei rotii prin pivot, astfel ca rezistenta la rulare va determina fata de axa pivotului un moment , cu tendinta de deschidere a rotii.

Daca roata este motoare (fig.11.b), in axul ei se dezvolta forta de tractiune, Ft, care se transmite mecanismului de ghidare prin pivot. Fata de axa pivotului, forta de tractiune Ft determina un moment , cu tendinta de inchidere a rotii. De aceea, in cazul rotilor motoare, pentru a compensa tendinta de inchidere a rotii, unghiul de inclinare longitudinala a fuzetei poate lua valori negative (unghi de divergenta). Valorile uzuale pentru γ sunt intre 0

Unghiul de inclinare longitudinala a pivotului (unghiul de fuga) β reprezinta inclinarea fata de verticala a axei pivotului (masurata in plan longitudinal), in asa fel ca prelungirea axei sale intalneste cale in punctul B, situat inaintea punctului A de contact roata-cale (fig. 12). Marimea unghiului de fuga poate fi exprimata si prin distanta , care reprezinta lungimea bratului sub care actioneaza forta laterala.

 


Daca un automobil se deplaseaza in curba (fig. 13), in centrul sau de greutate actioneaza forta centrifuga Fc, echilibrata de reactiunile laterale Y1 si Y2 la puntile automobilului si aplicate in punctele de contact ale rotilor cu calea. Datorita inclinarii longitudinale a pivotului, reactiunea Y1s si Y1d ale rotilor din stanga si din dreapta dau nastere la un moment stabilizator Ms, dat de relatia:

Acest moment stabilizator cauta sa readuca rotile in pozitia de mers in linie dreapta. Efectul stabilizator al unghiului β, determinat de reactiunile laterale ce apar la deplasarea in viraje depinde de viteza de deplasare a automobilului. De aceea, acest moment poarta denumirea si de moment stabilizator de viteza.

Unghiul de inclinare transversala a pivotului δ (fig. 11.9) este unghiul format de axa pivotului si verticala, masurat in plan transversal. Rolul acestui unghi este ca si al celui de fuga, de readucere a rotilor dupa efectuarea virajului in pozitia corespunzatoare mersului rectiliniu si de a mentine aceasta miscare.

Datorita virarii rotii in jurul pivotului inclinat, centrul ei tinde sa se deplaseze in jos cu marimea. Deoarece roata se sprijina pe cale, aceasta coborare nu este posibila, rezultand o ridicare a pivotului, respectiv a puntii.

7. Mecanismele transmiterii momentului

Transmisiile transversale sunt unitati functionale independente ce fac legatura intre rotile planetare ale diferentialului si butucii rotilor motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite fluxul de putere pentru autopropulsare.

Cuplajele unghiulare ce intra in compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate intre doi arbori formeaza cu acestia o transmisie bimobila.

7.1. Cuplaje unghiulare

Cuplajele unghiulare ce intra in compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate intre doi arbori formeaza cu acestia o transmisie bimobila.

a. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate. Cel mai simplu cuplaj unghiular utilizat este cuplajul cardanic. Sincronismul miscarii se obtine prin inserierea a doua articulatii cardanice si prin respectarea unor conditii de montare.

Articulatia bicardanica cu cruce, cunoscuta sub numele de cuplaj HOOKE, (fig. 18) se obtine prin scurtarea elementului intermediar. Deoarece furcile exterioare 1 si 2 se pot inclina independent de furca intermediara, nu se asigura sincronismul transmiterii miscarii la unghiuri mari, motiv pentru care sunt fara utilizare actuala. Pentru inlaturarea acestui inconvenient, articulatiile bicardanice cu cruce se prevad, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigura o interdependenta intre cele doua unghiuri prin mentinerea furcii intermediare in planul bisector al furcilor exterioare.

   

Fig. 14. Cuplaje unghiulare bicardanice fara dispozitiv de centrare

La articulatia bicardanica din figura 15.a, cunoscut sub numele de cuplaj Spicer, dispozitivul de centrare este o cupla tetramobila de tip sfera-cilindru. In cazul articulatiei bicardanice din figura 15.b, cunoscuta sub numele de cuplaj bicardanic homocinetic Borg-Warner, centrarea este asigurata de o cupla tetramobila superioara. Cuplajele unghiulare de acest tip sunt cvasihomocinetice, decalajul unghiular fiind de pana la 7` pentru un unghi de inclinare de 24o.Aceasta particularitate a permis utilizarea lor atata timp cat vitezele unghiulare si momentele erau modeste.

Fig. 15. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

Cuplajul Tracta (fig. 16.) asigura transmiterea sincrona a miscarii de rotatie intre arborii cuplati, legatura dintre elementele cuplajului fiind realizata prin cuple de translatie. Forma si pozitia cuplelor de translatie dintre furcile 1 si 4 ale cuplajului si elementele intermediare 2 si 3 (fig. 16.a) asigura simetria constructiei si deci transmiterea sincrona a miscarii de rotatie. In figura 16.b este reprezentata varianta constructiva a cuplajului Tracta utilizat la automobile.

 


Fig. 16. Cuplaj unghiular Tracta

Principalele avantaje ale acestor cuplaje sunt: constructie simpla si compacta; nu necesita conditii deosebite de ungere sau de intretinere; capacitate portanta mare; permit unghiuri mari intre axe (pana la 50o). Cuplajul necesita o carcasa sferica, etansa, fixa pentru pastrarea mediului de ungere si pentru sustinerea lagarelor arborilor. Se utilizeaza in special la antrenarea rotilor motoare si a rotilor de directie ale automobilelor cu capacitate marita de trecere, destinate sa lucreze in conditii grele.

b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la baza un mecanism spatial desmodrom simetric format din doua elemente, conditia de simetrie fiind asigurata de cupla de centrare dintre elemente, care, pentru imbunatatirea conditiilor de transmitere a miscarii, este realizata cu elemente intermediare de rulare. Cuplajele unghiulare de acest tip mai des intalnite in constructia de automobile sunt cuplajele de tip Weiss si Rzeppa.

Cuplajul unghiular homocinetic Weiss (fig. 17), fabricat de firma Bendix, de unde si denumirea Weiss-Bendix, este format din furcile 1 si 2 ce fac corp comun cu arborele condus si conducator si care sunt prevazute cu canalele A sub forma unor arce de cerc, in care se introduc bilele 3. Bilele, in numar de patru, asigura transmiterea momentului, in fiecare sens, prin jumatate din numarul lor, si inclinarea relativa dintre arborii conducator si condus. Bila 4, montata in locasurile centrale B, serveste la centrarea celor doua furci si la preluarea fortelor axiale din arbori. Fixarea si asigurarea bilei 4 in capatul furcii conducatoare se face prin stifturile 5 si 6. Etansarea cuplajului este asigurata de o carcasa sferica complexa ce sporeste gabaritul radial al acestuia.

Cuplajele Rzeppa (fig. 18) asigura transmiterea sincrona a miscarii de rotatie intre arborele conducator 1 si condus 2 prin intermediul corpurilor de rulare 3, mentinute in acelasi plan de colivia 4. Pozitionarea coliviei impreuna cu bilele in planu1 bisector se face prin realizarea cailor de rulare ale elementului condus pe sfera de raza r, iar a celui conducator pe sfera de raza R, neconcentrice.

Caile de rulare ale aceluiasi element pot fi inclinate toate in acelasi sens, sau in sens opus cele conjugate, sau alternativ in sensuri opuse. Prin inclinarea cailor de rulare in ace1asi sens se realizeaza o mai precisa pozitionare a coliviei in planul bisector, dar fortele axiale, indreptate toate in acelasi sens, ating valori mari. In figura VIII.11 este reprezentata o varianta raspandita a cup1ajului Rzeppa, care are cai de rulare orientate in sensuri opuse.

Cuplajele Rzeppa sunt utilizate la turatii de pana la 1500 rot/min si unghiuri de 37-40o intre arbori.

Fig. 19. Cuplaj unghiular Tracta cu cai de rulare orientate in sensuri opuse

7.2. Cuplaje unghiular-axiale

Cuplajele unghiular-axiale ce intra in compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate intre doi arbori, formeaza cu acestia o transmisie trimobila.

a. Cuplaje Rzeppa. Pornind de la cuplajul unghiular cu colivie autopozitionata (v. fig. 18 si 19), la care caile de rulare ale elementului condus sunt drepte, iar pozitionarea elementelor de rulare in planul de simetrie se realizeaza de catre colivia ghidata sferic in carcasa exterioara a cuplajului, se obtin cuplaje Rzeppa unghiular-axiale. Varianta tehnica a unui cuplaj unghiular-axial Rzeppa este reprezentata in figura VIII.20. Oferta unghiulara este de 22o iar compensarea axiala poate ajunge pana la 45 mm.

Fig. 20. Cuplaj unghiular-axial Rzeppa

Deplasarea relativa axiala la cuplajele Rzeppa poate fi realizata si prin inserierea unui cup1aj axial cu un cuplaj unghiular. La cuplajul din figura 21, deplasarea axiala se realizeaza prin imbinarea telescopica, cu caneluri, dintre arborele 1 si corpul sferic 2.

b. Cuplaje tripode. La baza cuplajelor tripode simple se gaseste cupla cinematica complexa trimobila, obtinuta prin legarea in paralel a trei cuple pentamobile (fig. 22). Denumirea de "tripod", introdusa de firma Glaenzer Spicer si acceptata, se refera la forma speciala a elementelor cinematice (trei picioare) care permit legarea in paralel a trei cuple cinematice simple. Cuplele pentamobile simple legate in paralel pot fi de tipul cilindru-cilindru (fig. 22.a), sau sfera-plan (fig. 22.b).

a)    b)

Fig. 22. Cuplaje unghiular-axiale tripode

Se stie ca, in cazul legarii in paralel a cuplelor cinematice, mobilitatea cuplei cinematice complexe rezultate este egala cu suma mobilitatilor comune a tuturor cuplelor componente. In cazul de mai inainte, mobilitatile comune relative sunt si , deci cuplele cinematice tripode sunt unghiular-axiale.

In figura 23. se reprezinta o varianta a cuplajului unghiular-axial tripod cu larga utilizare la automobilele cu puntea din fata motoare.

Fig. 23. Elementele constructive ale cuplajului unghiular-axial tripod

La acest cuplaj, miscarea cu alunecare (mai ales in timpul functionarii ca si cuplaj axial) este inlocuita partial prin miscarea de rulare a galetilor sferici 1 in caile de rulare ale elementului 3. Pentru reducerea pierderilor prin frecarea dintre galetii 1 si fusurile elementului tripod 2, la unele constructii se utilizeaza galeti sferici, montati pe ace, sau role.

Elementul tripod 2 este montat prin caneluri p arborele 4. Raportul de transmitere i pentru cuplajul tripod cu galeti este:

avand valorile extreme:

,

unde l este un parametru definit de relatia:

elementele r, l, a j fiind dat in figura urmatoare:

Fig.24. Elementele cinematice ale cuplajului tripod.

7.3. Transmisii universale.

Transmisia universala este un lant cinematic pentamobil, destinat transmiterii f1uxului de putere prin miscare de rotatie, intre arborii a caror pozitie relativa este variabila, fiind posibile trei translatii relative (mobilitate axiala si transversala) si doua rotatii relative (mobilitate unghiulara).

Transmisiile universale (fig. 25) se obtin prin inserierea cuplajelor mobile prezentate mai inainte si reprezinta arborii planetari ai puntilor motoare la care exista miscare relativa intre roti si partea centrala a puntii.

Fig. 25. Tipuri constructive de transmisii universale

Transmisia universala din figura 25.a, este realizata prin inserierea a doua cuplaje unghiulare de tip cardanic 2 si 4 (articulatii cardanice cu cruce) cu un cuplaj axial 3 de tip telescopic. Furca conducatoare a articulatiei 4 se monteaza prin suruburi de o flansa a pinionului planetar al diferentialului, iar furca condusa 1 a articulatiei 2, de butucul rotii.

Transmisia universala Rzeppa (fig. 25.b) se obtine prin inserierea cuplajului unghiular-axial 3 cu cuplajul unghiular 1 prin intermediul arborelui 2.

Transmisia tripoda dubla (fig. 25.c) se obtine prin inserierea cup1ajului tripod unghiular-axial cu galetii sferici 1 cu un cuplaj unghiular tripod 3, legate cu arborele 2.

Transmisia universala din figura 25.d rezulta prin inserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1 cu un cuplaj unghiular Rzeppa 2.

Transmisia din figura 25.e se obtine din inserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1, cu un cuplaj bicardanic centrat 2 (v. fig. 15. a -cuplajul Spicer).

Transmisia din figura 25.f rezulta din inserierea unui cuplaj unghiular Weiss 1 (fig. 17), cu un cuplaj unghiular-axial Rzeppa 2 cu cai de rulare drepte.

Mecanismul de ghidare

Constructiv, puntile articulate sunt organizate dupa schemele cinematice din figura 26, si anume:

-punti cu deplasare verticala a rotilor paralel cu pivotii (fig.26.a);

-punti cu deplasare in plan transversal: cu o bara de oscilatie (punte pendulara, fig.26.b); cu patrulater cu brate neegale (fig.26.c); cu manivela-culisa oscilanta (fig.26.d);

-punti cu deplasare in plan longitudinal: cu o bara de oscilatie (fig.26.e) sau cu patrulater (fig.26.f).

Fig.26

Punti cu deplasare verticala a rotilor paralel cu pivotii sau punti ghidate telescopic (fig.26.a). Cinematic, un asemenea mecanism de ghidare asigura, la trecerea rotii peste denivelari, mentinerea neschimbata a pozitiei unghiulare a rotii fata de axa automobilului, precum si a ecartamentului si ampatamentului automobilului. Datorita dificultatilor de realizare a ghidarii, solutia este practic nefolosita.

Punti articulate cu o bara de oscilatie. Dupa planul de dispunere al barei de oscilatie, se deosebesc doua solutii, si anume: punte pendulara (fig.26.b) si punte cu oscilare in plan longitudinal (fig.26.e).

La puntea pendulara, cinematic, roata se comporta ca la puntea rigida cu deosebire ca lungimea barei de oscilatie este mult mai mica decat ecartamentul.

Ca urmare, atat deplasarea laterala a suprafetei de contact cat si unghiul de cadere variaza in limite largi. De aceea, o asemenea solutie nu se foloseste la puntea din fata, fiind mai dezavantajoasa decat puntea rigida.

Daca bara este dispusa longitudinal, atunci are loc o variatie a ampatamentului si a unghiului de fuga. Cum variatia ampatamentului se face prin rularea rotii, iar actiunea stabilizatoare a unghiului de fuga se manifesta numai in viraj, asemenea tipuri de mecanisme de ghidare au capatat, datorita simplitatii constructive, utilizare in constructia de autoturisme.

Solutia adoptata in cazul puntii fata este cea cu mecanism manivela-culisa oscilanta (punte McPherson), prezentata in fig. 27. Fuzeta 1 este solidara cu cilindrul 2 al amortizorului hidraulic telescopic (care reprezinta biela mecanismului). Axa de pivotare (axa pivotului fals) la virarea rotii este determinata de axa comuna a articulatiei sferice 6 de legatura dintre biela si bratul inferior 5 (manivela) si a articulatiei 4 a tijei 3 (culisa) a pistonului amortizorului.

Pentru a se obtine o rigiditate mare la greutati cat mai mici, bratele oscilante (manivelele) se executa, de obicei, sub forma triunghiulara din tabla ambutisata puternic nervurata. Articulatiile cilindrice dintre bratele si cadru sau caroserie, pentru a evita contactul dintre metale - generator si propagator de zgomote - au o constructie elastica. In figura 2 este prezentata constructia unei articulatii elastice pentru tija amortizorului la puntile McPherson.

Schema cinematica a unui mecanism de ghidare manivela-culisa oscilanta este prezentata in fig. 29. Mecanismul este format din biela 1 comuna cu fuzeta 2 a rotii, manivela 3 si culisa 4, legata la baza O1O2 a mecanismului prin articulatie O2. S-a considerat roata cu raza de rulare rr fara inclinari initiale ale fuzetei si pivotului.

Daca z este inaltimea denivelarilor, deplasarea laterala a centrului rotii este:

(39.)

iar a centrului suprafetei de contact:

(40.)

unde a, in radiani, este unghiul de cadere rezultat, definit de relatia:

Inlocuind unghiul de cadere dat de relatia (41.) in relatia (40) se obtine pentru deplasarea laterala a centrului suprafetei de contact relatia:

Din relatiile (41.) si (42.) se observa ca prin alegerea corespunzatoare la lungimilor L0 si R1, atat modificarea ecartamentului YA cat si modificarea unghiului de cadere a pot fi foarte mici, astfel ca mecanismul manivela-culisa oscilanta asigura cinematica corecta rotilor puntii. Datorita dificultatilor de ghidare prin tija amortizorului (dreapta BO2), solutia este limitata la autoturisme mici si mijlocii.

Calculul puntilor articulate se face pentru regimul franarii. In acest caz asupra puntii actioneaza reactiunile normale Zs = Zf si reactiunea tangentiala Ffs = Ffd data de momentul de franare.

Fortele sunt calculate in ipoteza pivotului vertical si a rotii fara inclinari, modelul mecanic echivalent al puntii pentru regimul franarii maxime este prezentat in figura 30.


Fortele sunt:

(43.)

(44.)

(45.)

(46.)

(47.)





Politica de confidentialitate | Termeni si conditii de utilizare



DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 8346
Importanta: rank

Comenteaza documentul:

Te rugam sa te autentifici sau sa iti faci cont pentru a putea comenta

Creaza cont nou

Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2024 . All rights reserved