Compunerea de baza a puntilor

1.Ce reprezinta figura de mai jos.Prezentati constructia si functionarea

(1.2. Compunerea de baza a puntilor

Puntea de directie rigida este compusa din grinda, pivoti si fuzete. In cazul puntilor de directie si motoare pivotul este fractionat in doua (pivotul superior si pivotul inferior), iar sectiunile grinzii si ale arborilor fuzetelor sunt tubulare pentru a permite montarea arborilor planetari.

In figura 1.4 sunt prezentate tipuri constructive de baza pentru pivoti si fuzete la puntile rigide de directie.

b

6.5.Puntea fractionata McPherson

Din punctul de vedere al transmiterii fortelor de la roata la structura portanta a automobilului, particularitatea constructiva a acestei punti este aceea ca fortele se transmit atat prin intermediul bratului transversal, cat si prin intermediul amortizorului, care face parte atat din mecanismul de ghidare al rotii (constitue tocmai culisa oscilanta), cat si din suspensie.

Schema puntii MacPherson cu axa amortizorului suprapusa peste axa de bracare a rotii (axa pivotilor) este prezentata in figura 6.10. Mecanismului puntii i se asociaza un sistem de referinta xOy ale carei axe sunt:

axa Oy este axa paralela cu axa amortizorului;

axa Ox este perpendiculara pe axa Oy.

Se constata ca sistemul este rotit cu unghiul de inclinare transversala al pivotului fata de sistemul de referinta al automobilului. Pivotul inferior este articulatia sferica dintre corpul fuzetei si amortizor, considerat ca facand parte din corpul amortizorului.

Reactiunea normala la roata Z da nastere unei forte B in bratul transversal si unei forte A in articulatia dintre tija amortizorului si caroserie, forte care sunt reprezentate prin componentele lor fata de sistemul de referinta ales, adica: B_x si B_y, respectiv A_x si A_y.

Fig.6..10.Modelul de calcul pentru puntea McPherson cu axa amortizorului suprapusa peste axa de bracare

Componenta A_x se determina din ecuatia de momente fata de pivotul sferic, adica:

(6.48)

unde: G_ns este greutatea nesuspendata pe punte;

b = d_t + d × tg δ este o constanta constructiva pentru punte;

C +o este o distanta variabila functie de dezbaterea rotii; se considera cazul automobilului incarcat cu sarcina nominala.

Prin descompunerea reactiunii normale la roata se obtin urmatoarele componente:

si (6.49)

Componenta B_x din pivotul sferic se determina din ecuatia de echilibru a fortelor pe Ox:

(6.50)

Componenta B_y din pivotul sferic se determina cu relatia:

(6.51)

Din ecuatia de echilibru a fortelor pe Oy se determina componenta A_y:

(6.52)

Ea este tocmai forta din arcul suspensiei, adica forta pe care o transmite arcul articulatiei superioare elastice oscilante.

Specific puntii MacPherson este determinarea fortelor taietoare care apar in ghidajul tijei amortizorului si in pistonul sau, precum si momentul incovoietor din tija amortizorului. Ele se determina din ecuatiile de echilibru ale tijei amortizorului, cu relatiile:

, , (6.53)

Fortele rezultante din cele doua articulatii se determina cu relatiile:

si (6.54)

Fortele rezultante din cele doua articulatii se pot determina, atat ca marime, cat si ca directie si sens prin metoda poligonului fortelor, asa cum este prezentat in figura 6.11.

Date de intrare: cinematica mecanismului puntii; reactiunea normala la roata Z; componenta A_x determinata cu relatia (6.48); componenta A_y determinata cu relatia (6.52).

Prin compunerea componentelor A_x si A_y se determina forta rezultanta A ca directie, apoi construind poligonul fortelor se determina rezultanta B.

Fig.6.11.Metoda poligonului fortelor pentru determinarea fortelor rezultante din articulatii

Una din problemele acestui tip de punte este realizarea constructiva a prinderii superioare a amortizorului. Daca transmiterea componentei A_y se face in multe cazuri prin arcul elicoidal al suspensiei la contraaripa automobilului, transmiterea componentei A_x se face prin legatura tijei amortizorului cu contraaripa. O forta A_x mare impune folosirea unei articulatii rigide intre amortizor si caroserie; filtrarea vibratiilor transmise prin tija amortizorului impune folosirea unei articulatii elastice. Pentru a armoniza cele doua cerinte contradictorii este necesara reducerea cat mai mult posibil a marimii componentei A_x.

O prima solutie este dezaxarea tijei amortizurului fata de axa de bracare a rotii, asa cum se vede din figura 6.12. Aceasta conduce la o dezaxare "t" intre pivotul inferior si tija amortizorului; relatia geometrica intre unghiul de dezaxare "φ" si distanta "t" este:

(6.55)

Studiul fortelor care apar in cuplele mecanismului se face considerand un sistem se referinta rotit cu unghiul δ - φ fata de sistemul de referinta al automobilului.

Fig.6.12.Modelul de calcul pentru puntea MacPherson cu amortizor dezaxat

Componentele reactiunii normale sunt date de relatiile:

si (6.56)

Componentele fortei B din pivotul inferior se determina din relatiile:

(6.57)

unde: (6.58)

(6.59)

Rezolvand sistemul format din (6.57) si (6.59) se determina expresiile pentru componentele fortei B:

(6.60)

(6.61)

Forta din pivotul B se determina prin compunerea celor doua componente si inlocuirea lui b cu relatia (6.58).

Componentele A_x si A_y se determina din echilibrul fortelor in sistemul considerat:

si (6.62)

Solutiile actuale de punti MacPherson se caracterizeaza prin faptul ca arcul elicoidal al suspensiei nu se monteaza concentric cu amortizorul ci dezaxat inspre roata cu distanta "s"; se realizeaza o preluare mai convenabila a componentei A_y de catre caroserie si se mareste ecartamentul arcurilor puntii. Modelul de calcul, daca se considera ca in pata de contact roata - cale actioneaza si o forta transversala Y (regim de derapare), este prezentat in figura 6.13, sistemul de axe fiind similar cu cel din cazul precedent. Si in acest caz se descompun fortele de la contactul roata - cale in componente fata de sistemul de referinta al puntii.

Fig.6.13.Modelul de calcul al puntii MacPherson cu arcul montat dezaxat spre roata in regimul deraparii

Pentru determinarea fortelor din articulatiile puntii se scriu ecuatiile:

(6.63)

(6.64)

(6.65)

(6.66)

Rezolvand sistemul de ecuatii de mai sus se pot determina componentele fortelor din punctele A si B (A_x, A_y, B_x, B_y).

In cazul general, cand la contactul roata - cale actioneaza forte pe trei directii (normala Z, tangentiala X, transversala Y), iar axa de bracare are si unghi de fuga β, se foloseste modelul prezentat in figura 6.14 prntru determinarea fortelor din articulatiile A si B.

Fig.6.14.Modelul de calcul al puntii MacPherson cu unghi de fuga si cu forte pe trei directii la contactul roata - cale

Forta longitudinala X se reduce in axul rotii la X^', iar la nivelul axei amortizorului la X^'' si se pozitioneaza la distanta "a" fata de centrul rotii. Forta laterala Y se reduce la nivelul axei amortizorului la Y^' si se pozitioneaza la distanta "n_s" fata de cale.

Similar metodei folosita in cazurile anterioare, se determina componentele pe cele trei directii din pivotul B, cu ajutorul relatiilor:

(6.67)

(6.68)

  (6.69)

Distantele pe directia X, dintre articulatia A si centrul rotii notata cu "e", respectiv dintre articulatia A si articulatia B notata cu "f" se calculeaza cu relatiile:

  (6.70)

  (6.71)

Componentele fortei din articulatia A se determina din ecuatiile de echilibru pe cele trei directii:

  (6.72)

  (6.73)

  (6.74)

Forta rezultanta din articulatia A, determinata pe baza componentelor de mai sus (vezi figura 6.15), se descompune dupa axa amortizorului AB, componenta preluata de arcul suspensiei si dupa o directie perpendiculara pe axa amortizorului, care incarca tija acestuia.

Fig.6.15.Forta rezultanta din articulatia A

Pentru a determina aceste doua forte, este avantajos sa se descompuna fiecare componenta a fortei din articulatia A, dupa directia axei amortizorului notata cu "v" si dupa directa perpendiculara pe axa amortizorului notata cu "u", asa cum se vede din figura 6.16 pentru componenta A_y.

Fig.6.16.Descompunerea componentei A_y dupa directia amortizorului "v" si dupa directia perpendiculara pe axa amortizorului "u"

(6.75)

(6.76)

(6.77)

Forta totala pe directia axei amortizorului F_a, care este preluata de arcul suspensiei este data de relatia:

(6.78)

Forta taietoare totala din tija amortizorului F_t este data de relatia:

(6.79)

In cazul in care axa amortizorului este diferita de axa de bracare cu unghiul φ, forta din arcul suspensiei F_aφ, respectiv din tija amortizorului F_tφ se determina cu relatiile:

(6.80)

(6.81)

4. Centrul de ruliu la puntea spate rigida cu arcuri lamelare (cele trei variante)

 

a

 

 

Fig.5.18.Centrul de ruliu pentru puntea rigida cu arcuri lametare longitudinale: a)arcurile montate deasupra grinzii puntii; b)arcurile montate sub grinda puntii; c)arcurile montate deasupra grinzii puntii si bara Panhard.

Centrul de ruliu pentru cazurile a si b se obtine unind mijloacele segmentelor definite de ochiurile arcurilor de pe stanga si de pe dreapta si intersectand dreapta astfel obtinuta cu planul median de simetrie.

In cazul c centrul de ruliu se gaseste la intersectia barei Panhard cu planul median al automobilului, indiferent de pozitionarea barei fata de punte, si nu la mijlocul barei asa cum se considera uneori.

5.Caracteristica de amortizare.

(Caracteristica de amortizare reprezinta dependenta dintre forta de rezistenta a amortizorului F_a si viteza de deplasare a pistonului v_p (viteza relativa pe verticala a rotii fata de caroserie) in cilindrul amortizorului. Ea este definita de relatia:

(7.12)

unde: c este coeficientul de rezistenta al amortizorului;

i este exponentul vitezei (0<i<2).

Valoarea exponentului i depinde de dimensiunile orificiilor calibrate, constructia supapelor si vascozitatea lichidului. In functie de exponentul i caracteristica de amortizare, prezentata ca alura in figura 7.30, poate fi:

liniara daca i=1 (dreapta 1);

progresiva daca i>1 (curba 2);

regresiva daca i<1 (curba 3).

Puterea disipata este suprafata de sub caracteristica.

Fig.7.30.Tipuri de caracteristici de amortizare

Caracteristica progresiva prezinta avantajul ca fortele de rezistenta sunt mici la viteze reduse ale rotii in raport cu caroseria (deplasarea automobilului cu viteza redusa, drumul are neregularitati lungi cu contururi line) si cresc rapid odata cu cresterea vitezei oscilatiilor.

Caracteristica regresiva are avantajul ca valoarea fortelor rezistente la viteze mari ale oscilatiilor este mai redusa, deci fortele care se transmit caroseriei sunt mai mici.

Caracteristica optima este cea parabolica (i=2).

Pentru a reduce valoarea fortelor care se transmit caroseriei prin amortizor in cazul caracteristicii progresive, acesta este prevazut cu supape de descarcare, care se deschid cand viteza relativa a oscilatiilor devine prea mare, sectiunile de trecere pentru lichid se maresc, iar forta de amortizare creste mai lent. Supapele de descarcare sunt necesare si un cazul functionarii amortizorului la temperaturi scazute, cand vascozitatea lichidului creste sau in cazul socurilor bruste. Viteza pistonului la care supapele de descarcare se deschid se numeste viteza critica, v_cr, cu valori cuprinse in intervalul 0,150,50 m/s.

Coeficientul de rezistenta al amortizorului are valori diferite pentru cursa de comprimare si pentru cursa de destindere, iar caracteristica de amortizare este asimetrica. La amortizoarele actuale intre coeficientii de rezistenta pe cele doua curse exista relatia:

(7.13)

Diferenta dintre coeficientii c_d si c_c depinde de neregularitatile drumului. Cu cat suprafata drumului prezinta mai multe neregularitati, cu atat diferenta dintre cei doi coeficienti trebuie sa fie mai mare, deoarece la trecerea rotii peste o denivelare proeminenta viteza masei nesuspendate creste , iar prin amortizor se transmite o forta mare care ocoleste elementul elastic al suspensiei. Aceasta forta poate fi redusa prin micsorarea coeficientului c_c.   Cand roata trece peste adancituri, iar automobilul se deplaseaza cu viteze mari, roata poate pierde contactul cu drumul deoarece componenta orizontala a vitezei este mult mai mare fata de componenta verticala, in consecinta c_d nu trebuie sa fie prea mare.

Se recomanda ca la deplasarea pe drumuri cu suprafete denivelate, diferenta dintre c_d si c_c sa fie mare, iar la deplasarea pe drumuri cu denivelari lungi si line diferenta sa fie mica.

Coeficientul mediu de rezistenta al amortizorului este:

(7.14)

Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un amortizor cu supape de descarcare, este prezentata in figura 7.31.

Fig.7.31.Caracteristica de amortizare progresiva, asimetrica pentru un amortizor cu supape de descarcare

6. Determinarea randamentelor directiei.Discutati relatiile obtinute

(1.4.2.Randamentele sistemului de directie

Ca orice transmisie mecanica, sistemul de directie are un randament repartizat pe componentele sale principale. Volanul cu transmisia sa si transmisia sistemului de directie au in compunere cuple cinematice cu frecari interne reduse (articulatii cardanice, cuplaje axiale, articulatii sferice si cilindrice, lagare cu alunecare sau cu rostogolire etc.), identice in ambele sensuri (de la volan la roti, de la roti la volan). Mecanismul de actionare cuprinde angrenaje si mecanisme complexe, cu frecari interne mari si trebuie sa asigure un anumit grad de nesimetrie in transmiterea miscarii. Din aceasta cauza, randamentul mecanismului de actionare se identifica cu randamentul sistemului de directie.

Randamentul mecanismului de actionare difera in functie de sensul de transmitere, deosebind randamentul direct de la volan la levierul de comanda η_d si randamentul invers de la levierul de comanda spre volan η_i .

Considerand schema din figura 1.42, randanentul direct al mecanismului de actionare se poate exprima cu relatia:

(1.10)

unde M_f1 si M_f2 sunt momentele de frecare de la elementul conducator, respectiv elementul condus al mecanismului de actionare; i_a este raportul de transmitere al mecanismului de actionare, M₁ este momentul exterior dezvoltat la arborele volanului.

Un rationament analog se aplica si pentru randamentul invers si se obtine:

(1.11)

unde M₂ este momentul exterior aplicat arborelui levierului de comanda.

Fig.1.42.Schema mecanismului de actionare pentru determinarea randamentelor

Din analiza relatiilor (1.10) si (1.11) se observa ca frecarea in lagarele elementului conducator are o influenta mai mare decat frecarea in arborele levierului de actionare (primul se amplifica cu i_a) si intotdeauna randamentul direct este mai mare decat randamentul invers (diferenta este cu atat mai mare cu cat i_a este mai mare).

Pentru ca socurile la volan sa se simta cat mai putin este necesar ca randamentul invers sa fie cat mai mic (socurile nu se simt la volan daca mecanismul de actionare este ireversibil), dar mecanismul de actionare trebuie sa permita revenirea automata a volanului la pozitia corespunzatoare mersului rectiliniu dupa incetarea comenzii de virare (directia se stabilizeaza).

Pentru asigurarea unei conduceri usoare trebuie ca forta dezvoltata de sofer la volan sa nu depaseasca 40.50 N la autoturisme, 100.160 N la autocamioane si autobuze, la autocamioane se accepta o forta maxima la volan de 250 N. Se recomanda ca pentru forte mai mari de 200 N sa se foloseasca servomecanisme de directie, dar este tendinta ca si la autoturisme de clasa mica sa se foloseasca servodirectii.

Pentru inlaturarea sau reducerea socurilor de la roti la volan se folosesc solutii constructive, care nu trebuie sa influenteze stabilitatea miscarii rectilinii si nici manevrabilitatea automobilului, ca:

1. folosirea mecanismelor de actionare cu variatia raportului de transmitere ca in figura 1.43;

Fig.1.43.Variatia raportului de transmitere functie de unghiul de rotatie al volanului

O astfel de variatie a raportului de transmitere se obtine prin utilizarea

mecanismelor cu maniveta si a unor constructii cu melc.

2. reducerea artificiala, prin marirea frecarilor intr-o zona ingusta din jurul pozitiei neutre a volanului, a randamentului mecanismului de actionare. Un moment de frecare de 5.10 daNcm este suficient pentru o reducere semnificativa a socurilor;

3. utilizarea intre arborele volanului si arborele conducator al mecanismului de actionare a unor cuplaje elastice;

4. utilizarea unor amortizoare hidraulice in transmisia directiei, care in plus impiedica si oscilatiile periculoase ale rotilor;

5. micsorarea deportului transversal (daca deportul transversal este zero socurile nu se mai resimt la volan), dar pentru stabilizarea miscarii rectilinii este necesara marirea unghiului de inclinare transversala a pivotului.

6. cresterea elasticitatii sistemului de directie.

Elasticitatea sistemului de directie se defineste prin raportul dintre unghiul de rotatie al volanului si momentul de torsiune aplicat acestuia, cand rotile de directie raman fixe. Elasticitatea directiei depinde de elasticitatea elementelor componente, indeosebi a mecanismului de actionare si a capetelor de bara.

Elasticitatea mecanismului de actionare depinde de constructia acestuia (mecanismele cu cremaliera au o elasticitate de 0 .0,10 grad/Nm, iar cele cu melc de 0,7.1,2 grad/Nm). Capetele de bara elastice se folosesc si pentru a compensa incompatibilitatile cinematice dintre mecanismele transmisiei directiei si dintre directie si mecanismele de ghidare ale puntilor (rotilor).

Experimental s-a constatat ca, la autoturismele de clasa mijlocie, elasticitatea sistemului de directie trebuie sa fie de 1 .2,0 grad/Nm pentru ca socurile sa nu se transmita, in acest caz putandu-se folosi mecanisme cu randament mare (0,7.0,8).

Elasticitatea sistemului de directie se poate aprecia si cu ajutorul frecventei oscilatiilor proprii ale sistemului, considerat ca un sistem oscilant cu o singura masa. Frecventa oscilatiilor proprii f se determina cu relatia:

[Hz] (1.12)

unde C_a este elasticitatea transmisiei directiei, I_r este momentul de inertie al rotilor de directie.

S-a constatat experimental ca voloarea optima a frecventei oscilatiilor proprii trebuie sa fie de 3.4 Hz. In cazul unei valori mai mari stabilitatea se inrautateste. )

7. Ce reprezinta figura de mai jos.Prezentati constructia si functionarea

(1.2.2.Sisteme de directie pentru punti fractionate

In cazul automobilelor cu puntea din fata fractionata cu suspensie independenta, bara transversala este fractionata in doua sau chiar trei parti, iar rolul trapezului de directie este preluat de doua sau chiar trei mecanisme cu bare dispuse transversal intre roti.

In figura 1.8 este prezentata constructia sistemului de directie pentru o punte fractionata, cu mecanismul de actionare integrat in transmisia directiei (levierul de comanda cu arborele sau formeaza latura din stanga a patrulaterului central) si cu transmisia directiei cu patrulater central.

Fig.1.8.Constructia sistemului de directie cu mecanism de actionare cu melc si rola integrat si patrulater central: 1-portfuzeta; 2-fuzeta; 3-levierele fuzetelor; 4-bieleta dreapta; 5-levierul din dreapta al patrulaterului central; 6-levierul de comanda; 7-mecanismul de actionare; 8-bara transversala de directie (bara de conexiune); 9-bieleta din stanga.

Dispunerea patrulaterului central in fata sau in spatele axei rotilor depinde de solutia de organizare adoptata pentru zona din fata a automobilului.

8. Ce reprezinta figura de mai jos.Prezentati constructia si functionarea

(La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 2.12.a si b, folosite in cazul actionarilor hidraulice.

(b)

Fig.2.12.Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur: a)cu frictiune pe sabot: 1-bolt fixat pe taler; 2-bucsa cu guler; 3-saibe de frictiune; 4-inima sabotului; 5-piulita; 6-arc elicoidal; δ^'-jocul prescris; b)cu frictiune in cilindrul receptor: 5-segment elastic; 6-piston; 7-cilindru receptor; δ^'-jocul prescris.

In cazul dispozitivului din figura 2.12.a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δ^' in interiorul bucsei 2. Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei. Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot. Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6. Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului. In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului la franare, dupa ce bucsa sa va rezema de bolt, sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare. Dupa franare, arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului.

Dispozitivul din figura 2.12.b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δ^' in canalul din piston. Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului, iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent.

9. Momentul de franare al faranei disc deschisa.

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 2.18.

Fig.2.18.Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

Forta normala pe elementul de arie dA=ρ·dρ·dθ este dN=p·dA, forta de frecare este dF_f =μ·dN, momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dM_f=ρ·dF_f , iar momentul total de frecare pentru n_f perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi:

(2.33)

Daca se inlocuieste p=N/A=N α(r_e²-r_i²)], expresia momentului de franare devine:

(2.34)

unde s-a notat .

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla r_m = (r_e + r_i)/2, eroarea de calcul nedepasind 4%.

Pentru constructiile uzuale se recomanda r_i / r_e = o ..0,75 si

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune, in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului.

(2.35)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura; μ^' este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μ^' = 0,05..0,1).