CCA TRANSMISII-Tabacu

Ion TABACU

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Editura Tehnic Bucureşti - 1999

ISBN 973-31-1340-9

PREFA Utilizarea automobilului se face pe diverse drumuri, în limite foarte largi de varia ie a vitezei de deplasare şi a greut ii înc rc turii transportate. In aceste condi ii autopropulsarea automobilului, datorat energiei mecanice primite de ro ile motoare de la motorul automobilului, este posibil când se realizeaz concordan între necesarul de momente şi puteri, necesar care este în func ie de condi iile în care este utilizat automobilul şi oferta de momente şi puteri, ofert f cut de motor. Interfa a dintre sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare) este constituit de transmisie. Fa a de simpla autopropulsare, progresul tehnic şi tehnologic din construc ia de automobile ofer în ultimii ani o nou viziune asupra automobilului: automobilul economic şi ecologic. In aceste circumstan e transmisia, ca interfa între motorul termic al automobilului şi ro ile motoare, trebuie s “ajute” motorul cu ardere intern pentru a se încadra în limitele impuse pentru consumul de combustibil, pentru emisia de substan e nocive din gazele de evacuare, pentru zgomot etc. Din punct de vedere al pie ei de desfacere a automobilelor se remarc orientarea clar spre o pia condus de cump r tor, în care competi ia a devenit acerb prin intrarea în joc a unor firme extrem de agresive şi de puternice financiar. A rezultat în mod direct creşterea importan ei sectorului tehnic şi de concep ie al firmelor auto, care trebuie s genereze modele cât mai performante din punct de vedere timp de apari ie pe pia , pre , calitate, fiabilitate în exploatare. Pentru corelarea tuturor cerin elor enun ate mai înainte studiul transmisiei unui automobil trebuie privit din dou puncte de vedere: în ansamblu pentru sporirea performan elor impuse de utilizarea automobilului şi pe subansamble pentru rezolvarea unor probleme tehnice specifice. Dintre tipurile de transmisii –mecanice, hidraulice sau electrice–transmisia mecanic , caracterizat de mase şi dimensiuni reduse, costuri mici de fabrica ie şi utilizare, func ionare cu randamente ridicate, între inere simpl , nepreten ioas , s-a impus la marea majoritate a autoturismelor. Recentele dezvolt ri de transmisii mecanice pentru autoturisme, beneficiind de suportul unor industrii conexe –informatic , electronic , mecatronic – au atins performan ele de confort în conducere oferit de celelalte tipuri de transmisii, f r a se influen a substan ial costurile, acestea fiind men inute cu mult sub cele ale modelelor similare echipate cu transmisii hidraulice sau electrice. Mediul concuren ial, cerin ele legislative şi de protec ie a mediului, gusturile clien ilor, au impus scurtarea în ultimii 20 de ani a timpului alocat pentru dezvoltarea unui nou model de automobil de la circa 70 de luni la circa 30

Prefa

6

luni. Pentru a se atinge asemenea performan e, pe lâng suportul oferit de dotarea cu echipamente şi aplica ii software, este evident şi o repozi ionare a personalului angajat în conceperea unui nou model, inând cont de mijloacele avute la dispozi ie. Dac în trecut o mare parte a timpului era alocat construirii fiec rui proiect “de la zero”, f r a exista posibilitatea utiliz rii rapide a variantelor existente, acum este posibil dezvoltarea unui nou model pornind de la variantele deja existente. Facilit ile oferite de produsele informatice permit tocmai definirea unui num r mare de variante constructive, pentru a se putea alege în final varianta optim . În acest context trebuie sublinat faptul c utilizatorul trebuie s posede, în afara cunoştintelor specifice utiliz rii produselor hardare şi software, cunoştin e din domeniul construc iei şi calculului de automobile. Inscriindu-se în acest context, lucrarea Transmisii mecanice pentru autoturisme, bazat pe o documentare în actualitatea din domeniul construc iei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi func iile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de solu ii constructive şi elemente de calcul şi proiectare. Dup primele dou capitole de no iuni introductive şi func ionarea global a grupului motopropulsor, sunt prezentate subansamblele transmisiei: ambreiajul, cutia de vitez , transmisia longitudinal şi puntea motoare. Ultimul capitol, destinat trac iunii integrale, cuprinde: definirea segmentului din industria de autoturisme pentru care solu ia trac iunii integrale reprezint o oportunitate pentru creşterea performan elor, solu ii constructive şi elemente specifice acestor autoturisme. O pondere însemnat este acordat –în cuprinsul c r ii– cunoaşterii, pornindu-se la la func iile componentelor transmisiei, construc iei şi func ion rii diverselor solu ii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a solu iilor tehnice existente. Modelele de studiu şi rela iile matematice stabilite stau la baza calculelor de proiectare a automobilelor, a metodologiilor de încercare ale acestora, precum şi a organiz rii ra ionale a utiliz rii acestora. Rela iile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşureaz transcrierea lor direct în programe pentru calculatoare electronice. Lucrarea este destinat , în primul rând, specialiştilor forma i care lucreaz în domeniul construc iei şi utiliz rii automobilelor şi studen ilor de la specializ rile de autovehicule rutiere. În acelaşi timp, prin con inutul informativ al majorit ii capitolelor, cartea este util personalului din sta iile de între inere şi service pentru autoturisme precum şi publicului larg, dornic de informa ii legate de autoturismul dorit. Piteşti, 17 aprilie 1999 Autorul

MECHANICAL TRANSMISSIONS FOR AUTOMOTIVES

Based on documentation in the newest achievements of automotive engineering, this technical work consisting in seven chapters makes an approach over the aspects of the transmission and component subassembly functions, presentation of constructive solutions and calculus and design elements. After the first two chapters consisting in introduction notions and global function of propulsive assembly, there are presented the “classical” mechanical transmission subassemblies in the succession of power flow motion in order to achieve selfpropulsion: clutch, gear-box, longitudinal transmission and drive axle. The last chapter, dedicated to integral transmission, contains an analysis of automotive types with a certain increase of performances by using integral transmission, specific models of integral traction used in motorcars and solution of transmissions for automotive with all wheel drive. Starting from the functions of transmission components, the work offers a great attention to presentation of construction and functioning of different solutions imposed by automotive industry, indicating estimation criteria for the existing technical solutions. It is also made an algorithmic presentation of calculus relations, facilitating their transformation in programs for computers. This book is helpful for large category of persons, both specialists or becoming specialists in automotive domain and simple readers, wishing to know more about their wished automotive.

Content: 1. Introduction /9.2. The functioning of engine – transmission group/ 21. 3. The clutch /35. 4. The gear-box / 89.5. The longitudinal transmission / 182. 6. The power mechanisms of drive axle /199. 7. The integral transmission/ 238. References / 299.

Lucrarea, bazat pe o documentare în actualitatea din domeniul construc iei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi func iile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de solu ii constructive şi de elemente de calcul şi proiectare. Dup primele dou capitole de no iuni introductive şi de func ionare global a grupului motopropulsor, sunt prezentate, în succesiunea parcurgerii lor de c tre fluxul de putere pentru autopropulsare, subansamblele transmisiei mecanice “clasice”: ambreiaj, cutie de viteze, transmisie longitudinal şi punte motoare. Ultimul capitol, destinat trac iunii integrale, cuprinde, dup o analiz a categoriilor de autoturisme la care prin trac iune integral se creaz o posibilitate cert de sporire a performantelor, construc ii specifice tractiunii integrale la autoturisme şi solu ii de transmisii pentru automobile cu trac iune integral . O pondere însemnat se d –în cuprinsul c r ii– cunoaşterii, pornindu-se la la func iile componentelor transmisiei, construc iei şi func ion rii diverselor solu ii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a solu iilor tehnice existente. Rela iile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşureaz transcrierea lor direct în programe de calcul automat pentru calculatoare electronice. Cartea este util unei categorii foarte largi de persoane începâd cu specialişti forma i sau în formare în domeniul automobilelor şi pân la publicului larg, dornic de informa ii legate de autoturismul dorit.

CUPRINSUL 9 1. NO IUNI INTRODUCTIVE …………………………………...……..………… 1.1. Automobilul: defini ii, clasificare, organizare ……...………………..………. 9 1.1.1. Defini ii, clasific ri ………………………………….………………... 9 1.1.2. Compunerea general a automobilelor ………………..……………… 10 1.1.3. Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor ……...….………... 11 1.2. Motoare pentru automobile……………………………...…...………...……... 15 1.2.1. Motorul, surs de energie pentru autopropulsare……………………... 15 1.2.2. Evaluarea analitic a caracteristicii externe…………………………… 19 2. FUNC IONAREA GRUPULUI MOTOR-TRANSMISIE…………...……...… 21 2.1. Definirea transmisiei……………………………………………..…...………. 21 2.2. Func ionarea global a grupului motopropulsor……………………..……..… 25 2.3. Condi ii de determinare a rapoartelor de transmitere ale transmisiei ……..…. 27 2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condi ii de dinamicitate… 28 2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condi ii de func ionare economic ………………………………..……………………...……. 29 2.3.3 Determinarea rapoartelor de transmitere din condi ii de optimizare a performan elor dinamice şi de consum…………………………...…… 32 3. AMBREAIAJUL………………………………………………………………..…. 35 3.1. Generalita i………………………………………………………………...….. 35 3.1.1. Necesitatea ambreiajului la pornirea din loc a automobilului…….…... 37 3.1.2. Necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din cutia de viteze…. 40 3.1.3. Ambreiajul, dispozitiv de siguran al grupului motopropulsor………. 43 3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea vibra iilor de torsiune între motor şi transmisie ……………………………...…...…. 45 3.1.5. Cerin ele ambreiajului ……………………………....…………..…….. 46 3.2. Construc ia ambreiajelor mecanice……………………………...…..………... 47 3.2.1. Solu ii constructive de ambreiaje mecanice ……………...………….... 50 3.2.2. Elemente constructive ale ambreiajelor mecanice ………...………….. 51 3.2.3. Sistemul de ac ionare a ambreiajului ………………………..….…….. 63 3.3. Elemente de calculul ambreiajelor…………………………………...……….. 71 3.3.1. Determinarea parametrilor de baz ai ambreiajului…..…………...…... 71 3.3.2. Dimensionarea garniturilor de frecare …………………………...…… 73 3.3.3. Calculul arcurilor de presiune ……………………………………….... 74 3.4. Calculul p r ilor conduc toare şi conduse ale ambreiajului..…………...…….. 80 3.4.1. Calculul p r ii conduc toare ……………………………………...…... 80 3.4.2. Calculul p r ii conduse ………………………………..…………..….. 83 3.5. Calculul sistemului de ac ionare a ambreiajului …………………………...…. 85 3.5.1. Dimensionarea cinematic a sistemelor de ac ionare ……………..….. 85 4. CUTIA DE VITEZE………………………………………..…………….……….. 89 4.1. Generalit i……….…………………………………..…………………...…... 89 4.2. Cutii de viteze mecanice în trepte…………………………….……………..... 90 4.2.1. Organizarea mecanismului reductor al cutiilor de viteze…………..…. 90 4.2.2. Elemente constructive ale mecanismului reductor ………………..….. 100 4.2.3. Mecansime de cuplare a treptelor …………………………………...... 109

8

Cuprinsul 4.2.4. Carterul cutie de viteze……………………………………………..…. 4.2.5. Ungerea cutiei de viteze ………………………………………..…….. 4.2.6. Sistemul de ac ionare al cutiei de viteze în trepte ………………..…... 4.3. Cutii de viteze planetare………………………………………..………...…… 4.3.1. No iuni generale despre mecanismele planetare.….……………..….… 4.3.2. Construc ia cutiilor de viteze planetare……………………………...… 4.4. Transmisii mecanice cu varia ie continu a raportului de transmitere ……...... 4.4.1. Generalit i…………………………………………………………..... 4.4.2. Tipuri constructive de transmisii mecanice continui…………….…..... 4.5. Elemente de calculul cutiilor de viteze……………………………………...… 4.5.1. Dimensionarea angrenajelor………………………………………..…. 4.5.2. Dimensionarea arborilor…………………………………………..…... 4.5.3. Calculul pentru alegerea lag relor………………………………...…... 5. TRANSMISIA LONGITUDINAL ………………………..……………………. 5.1. Generalit i…………………..……………………………………………...… 5.2. Cinematica transmisiilor longitudinale………………………………..……… 5.2.1. Cinematica transmisiei cardanice……….…………………………...… 5.3. Construc ia transmisiei longitudinale.…...…………………………………..... 5.3.1. Cuplaje unghiular cardanice……………………………………..……. 5.3.2. Arbori cardanici…………………………………………………...…... 5.4. Elemente de calculul transmisiei longitudinale……………………………..... 6. MECANISMELE DE PUTERE ALE PUN II MOTOARE ...……..………..… 6.1. Generalit i ………………………………….……………………………...… 6.2. Transmisia principal ………………………………………………………..... 6.2.1. Construc ia transmisiei principale…………………………………...… 6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale…………………………... 6.3. Diferen ialul ………………………………………………………………….. 6.3.1. Necesitatea diferen ialului ca mecanism al pun ii motoare………….... 6.3.2. Cinematica şi dinamica diferen ialului………………………………... 6.3.3. Construc ia diferen ialului…………………………………………...… 6.3.4. Elemente de calculul diferen ialului…………………………………... 6.4. Transmisiile transversale……………………………………….……………... 6.4.1. Tipuri constructine de transmisii transversale………………………… 6.4.2. Cuplaje unghiulare………………………………………………….…. 6.4.3. Cuplaje unghiular-axiale………………………………………….…… 6.4.4. Transmisii universale……………………………………………..…... 7. TRAC IUNEA INTEGRAL …………………………………………………… 7.1. Influen a organiz rii trac iunii asupra performan elor…………………...…… 7.1.1. Condi iile de rulare ale ro ilor motoare………………………...……… 7.1.2. Limite de oportunitate în adoptarea trac iunii integrale…………..…... 7.1.3. Limitarea performan elor prin solu ia tehnic de realizare a trac iunii.. 7.2. Diferen iale blocabile şi autoblocabile……………………………………….. 7.2.1. Diferen iale blocabile……………………………………………….…. 7.2.2. Diferen iale autoblocabile……………………………………………... 7.3. Distribuitoare şi reductoare distribuitoare………………………………….…. 7.4. Mecanisme de rulare liber …………………………………………………... 7.5. Transmisii 4x4 ………………………………………..………………………. BIBLIOGRAFIE…..……………………………………………..………………...

120 123 125 137 137 141 144 144 147 158 158 176 179 182 182 184 184 188 189 191 194 199 199 200 201 210 218 218 222 225 226 229 229 230 233 236 238 238 238 241 248 267 269 270 282 290 291 299

NOTIUNI INTRODUCTIVE

1.1. Automobilul: defini ii, clasificare, organizare 1.1.1. Defini ii, clasific ri Autovehiculul este un vehicul rutier care se poate deplasa prin mijloace proprii de propulsie – autopropulsare – pe drumuri amenajate sau în afara drumurilor amenajate. Autovehiculul pe ro i este autovehiculul suspendat elastic pe cel pu in trei ro i şi serveşte pentru transportul persoanelor şi al bunurilor, pentru tractarea unor vehicule f r mijloace proprii de propulsie şi pentru efectuarea de servicii speciale. Automobilul este un autovehicul pe ro i care este prev zut cu o suprastructur numit caroserie, prin care i se defineşte o anumit destina ie. Automobilele destinate transportului de persoane, care au o capacitate de cel mult opt locuri, se numesc autoturisme. Clasificarea autoturismelor se face dup o serie de criterii, dintre care mai des întâlnite sunt urm toarele: - dup forma caroseriei: cu caroserie închis (berlina, cupeu, coach, sedan,limuzin , VAN), cu caroserie deschis (faeton, roadster) şi cu caroserie decapotabil ; - dup capacitatea cilindric a motorului: de la motoare de foarte mic litraj (AFML) pân la motoare de capacit i mari şi foarte mari (GT); - dup tipul motorului: cu motor termic – cu aprindere prin scânteie (cu carburator sau cu injec ie de benzin ), cu aprindere prin comprimare, turbine cu gaze, cu reac ie– sau cu motor electric; -dup capacitatea de trecere, care caracterizeaz capacitatea automobilului de a se deplasa pe diferite categorii de drumuri sau în teren, în afara drumurilor, se deosebesc: cu capacitate normal de trecere (pot circula pe orice categorie de drumuri), cu capacitate m rit de trecere (pot circula şi în afara drumurilor).

10

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

1.1.2. Compunerea general a automobilelor Automobilul este o unitate constructiv–func ional compus din mai multe ansambluri, subansambluri şi mecanisme ce pot fi grupate astfel: motor, transmisie, sisteme de conducere, sisteme de sus inere şi propulsie şi suprastructur . Motorul, care constituie sursa energetic a automobilului, transform energia chimic a combustibilului folosit în energie mecanic necesar autopropuls rii automobilului. Influen a motorului asupra automobilului se manifest atât prin parametrii energetici ai fluxului de putere oferit, cât şi prin tipul şi modul de amplasare pe automobil. Transmisia, care asigur , prin mişcare de rota ie, transferul fluxului de putere al motorului la ro ile motoare ale automobilului, realizeaz adaptarea puterii motorului la condi iile autopropuls rii automobilului. Pentru aceasta transmisia cuprinde: ambreiajul, cutia de viteze, transmisia longitudinal şi mecanismele pun ii motoare (transmisia principal , diferen ialul şi transmisiile la ro ile motoare). Transmisiile automobilelor pot fi: mecanice, hidromecanice, hidraulice şi electrice. Dintre aceste transmisii cele mai r spândite la autoturisme sunt transmisiile mecanice, care acoper peste 95% din num rul autoturismelor actuale. Sistemele de conducere, care asigur controlul activ al conduc torului asupra traiectoriei de deplasare, includ sistemul de direc ie şi sistemul de frânare. Sistemul de direc ie permite, prin oscila ia ro ilor în plan orizontal, modificarea traiectoriei şi conservarea mersului rectiliniu atâta timp cât nu se exercit o ac iune voluntar de schimbare a direc iei de deplasare. Controlul conduc torului asupra vitezei de deplasere se face prin sistemul de frânare. Controlul asupra frân rii presupune: posibilitatea de reducere a vitezei pân la oprirea automobilului, evitarea acceler rii automobilului la coborârea pantelor şi men inerea automobilului oprit pe oricare din c ile pe care se poate autopropulsa. Sistemele de conducere, ca sisteme de siguran activ ale automobilului, condi ioneaz prin calit ile lor posibilit ile de utilizare ale automobilului. Sistemele de sus inere şi de propulsie, care asigur suspendarea elastic şi cu amortizare a masei automobilului fa de cale şi transformarea mişc rii de rota ie a ro ilor, primit prin intermediul transmisiei de la motor, în mişcare de transla ie a masei automobilului de-a lungul traiectoriei de conducere, se compun din suspensie, pun i şi ro i. Suprastructura automobilului, care asigur îndeplinirea func ionalit ii automobilului şi asigurarea confortului mersului în automobil, este format din caroserie şi instala ii şi echipamente auxiliare. Caroseria, amenajat în func ie de tipul şi de destina ia automobilului, cuprinde spa ii pentru transportul persoanelor, spa ii pentru bagaje şi spa ii pentru dispunerea motorului şi a unor p r i din transmisie. Pentru asigurarea cerin elor specifice de confort şi pentru creşterea siguran ei active şi pasive a automobilului, acesta este prev zut cu o serie de instala ii şi echipamente auxiliare.

No iuni introductive

11

1.1.3.Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor Motorul -maşina de propulsie- şi transmisia formeaz grupul (echipamentul) motopropulsor. Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor constituie caracteristici de baz în aprecierea calit ilor de utilizare ale automobilelor. Grupul motopropulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a automobilului, sau poate fi grupat într-un singur loc. In func ie de pozi ia relativ dintre axa longitudinal a automobilului şi axa de rota ie a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru autoturisme, prev zute cu dou pun i, organizarea trac iunii se poate realiza dup solu iile 4x2 sau 4x4; prima cifr indicând num rul ro ilor iar cea de-a doua pe cel al ro ilor motoare. Pentru organizarea trac iunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispus în fa sau în spate. In tabelul 1.1 sunt prezentate principalele solu ii de organizare şi dispunere a grupului motopropulsor în cazul autoturismelor. Pentru automobilele cu o punte motoare de tipul 4x2, organizarea transmisiei este f cut în urm toarele trei solu ii: clasic , totul fa şi totul spate. a. Solu ia “clasic ”, (pozi ia a1, tabelul 1.1), presupune dispunerea motorului în partea din fa a automobilului şi puntea motoare în spate, situa ie în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare şi motor amplasat longitudinal în fa reprezint de foarte mult timp schema ideal de organizare. Ambreiajul şi cutia de viteze sunt amplasate longitudinal, între motor şi puntea motoare putând forma un ansamblu compact fie cu motorul, fie cu puntea motoare. Ideea grup rii într-un ansamblu compact a motorului cu ambreiajul şi cu cutia de viteze a fost preferat de constructorii de automobile ce aveau în fabrica ie propriile motoare. Ea dateaz înc din anul 1903 şi a fost realizat în Germania de Adler. Este cea mai r spândit solu ie actual . În aceeaşi perioad , 1901- 1904 în Anglia, Clyde, ce nu fabrica motoare, a preferat regruparea cutiei de viteze cu puntea motoare. Solu ia a fost reluat de Daimler (1912) şi Singer (1913) din Anglia, Pontiac (1961) din SUA, Alfa Romeo (1972) în Italia şi Volvo (1976) în Olanda. În cazul grup rii ambreiajului şi cutiei de viteze cu motorul, cutia de viteze este organizat clasic, dup solu ia cu trei arbori; o excep ie o reprezint autoutilitarele uşoare, derivate din autoturisme de clas medie, care p streaz organizarea cutiei de viteze cu doi arbori, pe care o au acestea. În cazul grup rii ambreiajului şi cutiei de viteze cu puntea motoare, cutia de viteze dispune, frecvent, de doi arbori (ex: Alfa 90, Volvo 340/ 360). Gruparea într-un bloc comun, amplasat în fa , a motorului, ambreiajului şi cutiei de viteze reprezint cea mai favorabil solu ie din punct de vedere a reparti iei sarcini pe pun i; în plus comanda vitezelor poate fi direct şi precis .

Transversal

Longitudinal

Dispunerea motorului

a1

“Clasic ”

b1

a2

“Totul fa ”

4x2

b2

a3

“Totul spate”

Organizarea trac iunii

Organizarea şi dispunerea grupului mot-propulsor

b4

a4

4x4

Tabelul 1.1

12 TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

No iuni introductive

13

Avantajele principale ale solu iei clasice sunt: bun reparti ie a sarcinii pe pun i; înc rcare favorabil a pun ii spate la demaraj şi la urcarea pantelor; r cire îmbun t it a motorului; uzur relativ identic a ro ilor pun ii fa (directoare) şi a celor din spate (motoare); comenzi simple şi precise ale motorului şi cutiei de viteze. Conferind automobilului calit i constructive de supravirare, care reprezint un caracter de mers instabil pe traiectorie, necesit fie îndemânare deosebit în conducere, fie solu ii constructive suplimentare pentru corectarea caracterului de supravirare. Solu ia este limitat la automobile echipate cu puteri medii sau mari şi prezint avantajul înc rc rii dinamice la demarare a pun ii spate, cu consecin e favorabile asupra capacit ii dinamice de trecere. b. Solu ia “totul fa ”, (pozi iile a2 şi b2, tabelul 1.1), se ob ine prin gruparea grupului motopropulsor în vecin tatea ro ilor fa , care sunt şi ro i motoare. Realizarea unui ansamblu motopropulsor sub forma unui grup compact amplasat în fa dateaz de la începutul anilor '30. Acest mod de organizare a fost conceput de inginerul Lepicard, care l-a aplicat în Anglia, pe automobilul Derby, în anul 1931. Acest mod de organizare este r spândit în domeniul autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare cu caroserie autoportant . Avantajele solu iei totul fa sunt: posibilitatea utiliz rii caroseriilor autoportante; comportament favorabil pe c i de aderen sc zut ; Dispunerea transversal a motorului (pozitia b2, tabelul 1.1), constituie o etap important în concep ia şi organizarea transmisiei. Ea a fost o consecin a reorganiz rii generale a automobilului modern, pentru a satisface într-un mod optim compromisul între cerin ele: confort - economicitate - pre de fabricareîntre inere etc. Ca şi în cazul trac iunii fa cu motor longitudinal, motorul şi transmisia sunt înglobate unui ansamblu mecanic numit grup motopropulsor transversal. Aceast formul de organizare ofer urm toarele avantaje: reducerea dimensiunilor compartimentului motor, ceea ce favorizeaz , pentru o aceeaşi lungime a ansamblului automobilului, o organizare optim a salonului pentru pasageri şi a compartimentului pentru bagaje; posibilitatea reducerii consolei fa şi, prin aceasta sporirea capacit ii de virare a automobilului, mai ales in spatii înguste, specifice zonelor urbane; îmbun t irea aerodinamicii automobilului prin reducerea restric iilor privind forma frontal a acestuia; utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric, ce avantajeaz randamentul transmisiei şi nu implic reglaje preten iose şi costisitoare aşa cum se face în cazul angrenajelor conice hipoide. Cumularea acestor avantaje justific amplasarea pe care a luat-o aceast solu ie în anii '70, solu ie care a fost generalizat dup anul 1980 la autoturismele de clas mic şi medie şi la autoutilitarele uşoare. Amplasarea unui grup motopropulsor compact, transversal, se realizeaz , în func ie de pozi ia motorului fa de cutia de viteze, în dou variante: • motor şi cutie de viteze suprapuse; •motor şi cutie de viteze în prelungire.

14

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Prin amplasarea cutiei de viteze sub motor, cu axele paralele cu axa arborelui cotit, s-a putut realiza un grup motopropulsor cu un gabarit minim în lungime. Aceast solu ie de amplasare a motorului pentru trac iunea fa era singura compatibil la acea dat cu structura caroseriei în zona compartimentului motor şi a pun i motoare, care putea fi adaptat unui autoturism foarte compact. Promotor al acestei variante de organizare a grupului motopropulsor este Alec Isigonis, care a conceput-o în anul 1956 pentru autoturismul Mini Austin comercializat în Anglia dup anul 1959. *(Inspirat probabil de "motoblocul" francezului Schandel, conceput în anul1898 şi fabricat în anul 1901, la Bordeaux). Pe baza acestei scheme de organizare au ap rut primele autoturisme Peugeot (model 204) cu trac iune fa , în anul 1965, sub conducerea ing. Dangauthier. Firma Peugeot a îmbun t it ulterior construc ia pentru modelul 304 (1970) şi 104 (1972) apoi 205. Acest grup motopropulsor transversal compact a fost fabricat timp de 20 de ani şi a echipat, dup anul 1976, autoturismul Citroen (VisaSuper) şi Renault (R14). Cutia de viteze a ansamblului este cu doi arbori, similar cu cea de la organizarea solu iilor clasice de acest tip. Elementele specifice acesteia sunt leg turile cu motorul şi cu puntea motoare. Transmiterea mişc rii de la axa arborelui cotit al motorului, prin intermediul ambreiajului, c tre arborele primar al cutiei de viteze se realizeaz printr-un angrenaj de ro i din ate. Amplasarea ini ial a angrenajului de transfer motor-cutie între motor şi ambreiaj, care a permis automatizarea transmisiei prin echiparea ansamblului cu un hidroconvertizor (caracterizat de gabarit mare) a fost abandonat în varianta evoluat . La noua solu ie, constructorul francez a preferat montajul clasic pentru ambreiaj, ceea ce avantaja, între altele, şi desc rcarea palierului spate al motorului. Dispunerea motorului şi a cutiei de viteze într-un carter comun presupune utilizarea unei ungeri comune, dificil de realizat în mod optim, deoarece cerin ele pentru uleiul din motor şi cele pentru uleiul din cutia de viteze sunt foarte diferite. Varianta de realizare a grupului motopropulsor compact prin etajarea motorului şi cutiei de viteze este aplicat şi în cazul unor transmisii automate. Transferul mişc rii de la motor, prin hidroconvertizor, la arborele de intrare în cutia de viteze planetar se face printr-un lan silen ios, multilamelar. Prima solu ie de grup motopropulsor organizat cu motorul şi cutia de viteze în prelungire a fost realizat în anul 1964, sub conducerea ing. Giacosa, pentru echiparea autoturismului Primula. Aplicarea în produc ia de serie mare a început în anul 1971 când a fost adoptat de Fiat pentru modelul 127 şi, ulterior pentru modelul 128. Avantajele acestui mod de montare, fa de precedenta solu ie, sunt legate de: flexibilitatea la montarea unor motoare de capacit i cilindrice diferite; utilizarea aceloraşi motoare la amplasarea transversal şi longitudinal .

No iuni introductive

15

Ansamblul motor-ambreiaj-cutie de viteze-transmisie principal -diferen ial, realizat în aceast manier , este caracterizat de: • montarea transversal pe automobil se face cu motorul în partea dreapt , în fa a pun ii fa , majoritatea cazurilor având transmisie principal simpl ; • organizarea cutiei de viteze presupune utilizarea a doi sau trei arbori paraleli; dac structura cutiei de viteze cu doi arbori, cea mai r spândit ast zi, se p streaz de la montarea longitudinal , cea cu trei arbori este nou : un arbore primar şi doi arbori secundari monta i de o parte şi de cealalt a acestuia; • pozi ia diferen ialului este deplasat fa de axa longitudinal c tre stânga (fa de postul de conducere), ceea ce determin lungimi diferite pentru transmisiile transversale. Solu ia cu r spândirea cea mai mare la autoturisme, peste 80% din tipurile actuale de autoturisme, confer automobilului un caracter constructiv de subvirare, care reprezint un caracter autostabilizant pe traiectorie, astfel încât conducerea nu presupune o calificare şi îndemânare deosebit din partea conduc torului. c. Solu ia “totul spate”, (pozi iile a3 şi b3, tabelul1.1), se ob ine prin gruparea grupului motopropulsor în vecin tatea ro ilor spate, care sunt şi ro i motoare. Solu ia, avantajoas valorific rii fluxurilor mari de putere prin înc rcarea suplimentar static şi dinamic a pun ii din spate în regimul demar rii, se întâlneşte la autoturisme cu caracteristici sportive. Modul de dispunere a motorului, longitudinal sau transversal, este dependent, în principal, de modul de organizare judicioas a volumului interior d. La solu ia 4x4, sau “cu trac iune integral ” ( pozi iile a4 şi b4, tabelul 1.1), dispunerea motorului se face în partea din fa , iar antrenarea ambelor pun i se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Solu ia, ini ial dezvoltat pentru automobilele cu capacitate m rit de trecere, prezint avantajul repartiz rii fluxului de putere la toate ro ile automobilului, ameliorându-se calit tile de trac iune, mai ales în teren greu, unde se reduce riscul patin rii ro ilor. In plus, la “frânarea cu motorul”, for ele de frânare se repartizeaz pe toate cele patru ro i, ceea ce ofer avantaje în special la frânarea pe c i alunecoase.

1.2. Motoare pentru automobile 1.2.1. Motorul, sursa de energie pentru autopropulsare In procesul autopropulsrii automobilului, asupra acestuia ac ioneaz , dup direc ia vitezei de deplasare, dou tipuri de for e: - for e active – for ele care au acelaşi sens cu cel al vitezei de deplasare; - for e de rezisten – for ele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare. For ele active şi de rezisten ce pot ac iona asupra automobilului sunt:

16

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

a)for a de trac iune – este o for activ şi reprezint ac iunea ro ilor motoare asupra automobilului; b)rezisten a la rulare – este o for ce se opune înaint rii automobilului şi este determinat de fenomenele ce se produc la rularea ro ilor pe calea de rulare; c)rezisten a aerului – este o for ce se opune înaint rii automobilului şi este datorat interac iunii dintre automobilul în mişcare şi aerul considerat în repaus; d)rezisten a pantei – este o for datorat înclin rii longitudinale a drumului şi reprezint o for de rezisten , la urcarea pantelor, şi o for activ la coborârea pantelor; e)rezisten a la demarare – este o for datorat iner iei automobilului în mişcare şi reprezint o for de rezisten în timpul mişc rii accelerate şi o for activ în regimul mişc rii decelerate; f)for a de frânare – este o for de rezisten ce reprezint ac iunea ro ilor frânate asupra automobilului. Mişcarea automobilului, consecin a ac iunii asupra lui a for elor prezentate mai înainte, poate fi: -mişcare uniform (cu viteza constant ); -mişcare accelerat (viteza creşte) – regim numit regimul demar rii; -mişcare decelerat (viteza scade); acest regim poate fi realizat prin rulare liber , când regimul decelerat este datorat încet rii ac iunii for ei de trac iune, şi prin frânare, când regimul decelerat este datorat ac iunii for ei de frânare dezvoltate la ro ile automobilului. Autopropulsarea automobilului se datoreaz energiei mecanice primite de ro ile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibil când oferta f cut de motor este în concordan cu necesarul de momente şi puteri, necesar care este în func ie de condi iile în care se deplaseaz automobilul. Aprecierea motorului ca surs de energie pentru autopropulsarea automobilului se face prin oferta de putere (P) şi de moment (M). Oferta se exprim în func ie de tura ia arborelui motor (n), printr-un câmp de caracteristici P=f(n) şi M=f(n), numite caracteristici de tura ie. Domeniul de ofert este limitat de caracteristica de tura ie la sarcin total (sau caracteristica extern ), care determin posibilit ile maxime ale motorului în privin a puterii şi momentului la fiecare tura ie din domeniul tura iilor de func ionare ale motorului. Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere intern (m.a.i.), cu piston în mişcare de transla ie. Existen a unei mari variet i de motoare cu ardere intern impune mai multe criterii de clasificare. Cel mai important criteriu, care le diferen iaz din punct de vedere func ional, constructiv, al performan elor tehnico-economice şi al exploatarii, este modul de aprindere al amestecului carburant. Dup acest criteriu motoarele se împart în: -motoare cu aprindere prin scânteie – M.A.S. (Otto); -motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C. (Diesel). In figura 1.1 se prezint principalele caracteristici ale motoarelor cu ardere intern pentru automobile şi domeniile de utilizare ale motoarelor actuale.

No iuni introductive

17

Fig. 1.1. Caracteristicile motoarelor actuale pentru automobile: dependen ele parametrilor: puterea maxim (Pmax)/ cilindree (VH) şi lucrul mecanic (L)/ cilindree (VH) în functie de tura ia puterii maxime (nPmax)

In figura 1.2 sunt reprezentate caracteristicile externe, completate cu curbele consumului specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S) şi, respectiv pentru unul cu aprindere prin comprimare (M.A.C.). Semnifica ia m rimilor marcate în figur este cuprins în tabelul 1.2.

a) b) Fig. 1.2. Forme tipice de caracteristici externe pentru motoare cu ardere intern : a- M.A.S.; b- M.A.C.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

18

Ob iunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în vedere tipul, caracteristicile şi destina ia automobilului. Tabelul 1.2 M rimi semnificative în caracteristica extern Simbolul n0 nM nce nP nmax nr

Tura ia Semnifica ia minim de func ionare de moment maxim de consum specific minim de putere maxim maxim de func ionare de regulator

M rimi corespunz toare pentru: Putere Moment Consum specific P0 M0 ce o PM Mmax ce min Pmax MP ce p Pm Mm Pr Mr ce r

In condi ii frecvente de utilizare a automobilelor se utilizeaz aproximativ 40…70 % din posibilit ile oferite de caracteristica extern . Aceasta înseamn c motorul func ioneaz la sarcini par iale, ob inute prin admisie par ial de combustibil in cilindrii motorului (fig.1.3). Admisiile par iale de combustibil sunt comandate de conduc tor prin modul de ac ionare cu piciorul asupra organului de comand al motorului. Caracteristicile par iale de tura ie se ridic experimental pentru diferite pozi ii ale obturatorului sau pentru diferi i coeficien i de sarcin (figura 1.3, a). Dup cum se vede, la sarcini par iale curbele caracteristice îşi schimb în parte alura, punctele de maxim sau de minim deplasându-se spre stânga odat cu reducerea sarcinii, locul lor geometric aflându-se pe linia întrerupt . Aceast deplasare a maximelor şi minimelor este determinat în principal de c tre varia ia coeficientului de umplere şi de a randamentului mecanic. O a) b) important a Fig. 1.3. Caracteristicile de tura ie la sarcini par iale: consecin a- M.A.S.; b- M.A.C. schimb rii alurii momentului 1, 2,...5- pozi ii succesive ale organului de comand al motor o constituie faptul c , motorului ( pozi ia 1 caracteristica extern ) la sarcini par iale, motorul

No iuni introductive

19

prezint o capacitate mai mare de adaptabilitate la trac iune (momentul motor creşte repede la reducerea tura iei). Caracteristicile de sarcini par iale pun în eviden cel mai mic consum specific de combustibil, produs la circa 80…85% din sarcina total (curba 2 dintre curbele succesive 1, 2,...5). La M.A.C., lipsa obturatorului determin creşterea coeficientului de umplere la reducerea sarcinii prin reducerea înc rc rii termice a motorului. Drept rezultat, toate caracteristicile par iale ale acestor motoare sunt paralele, dup cum se poate observa în figura 1.3,b). Din compara ia curbelor de consum specific de combustibil pentru M.A.S. şi M.A.C. se constat c , la sarcini par iale reduse, M.A.C. sunt mult mai economice.

1.2.2. Evaluarea analitic a caracteristicii externe Dezvoltarea oric rui model de calcul sau de simulare a procesului de autopropulsare a automobilului necesit existen a unei exprim ri analitice a caracteristicii externe a motorului. Pentru un motor existent, caracteristica exterioar se determin pe standul de încercat motoare. In acest caz evaluarea caracteristicii exterioare revine la prelucrarea datelor experimentale ob inute la încercarea pe stand a motorului. Dup prelucrarea datelor experimentale -conform cu metodologia de încercare- se ob in mai multe puncte semnificative ale dependen ei puterii sau momentului de tura ia arborelui cotit al motorului. O expresie analitic care s evalueze caracteristica pe întreg domeniul este nesatisf catoare din punct de vedere al preciziei prelucr rii, de aceea se recurge la interpol ri cu func ii “Spline” de ordinul 3. Fie: f ( x ) = C 0 + C1 ⋅ x + C 2 ⋅ x 2 + C 3 ⋅ x 3 (1.1) definit pe subintervalelele: [x0 , x1 ],[x1 , x2 ],K ,[xi , xi +1 ],K ,[xn−1 , xn ] cu valorile f(xo), f(x1),…,f(xn). Pentru m rirea preciziei de calcul şi pentru ob inerea unor coeficien i polinomiali cu ordin asem n tor de m rime se foloseşte forma normat :

 x − xi p i ( x ) = C 0 + C1 ⋅   xN

  + C 2 

 x − xi ⋅   xN

2

  + C 3 

 x − xi ⋅   xN

  

3

(1.2)

Determinarea celor 4 coeficien i ai polinoamelor se face impunând: - dou condi ii de valori: pi(xi) = f(xi) şi pi(xi+1) = f(xi+1) (1.3) -dou condi ii de racordare (continuitatea şi derivabilitatea func iilor de interpolare vecine in punctele interioare): pi`(xi) = f`(xi) în x=xi şi pi`(xi+1) = f`(xi+1) în x=xi+1 (1.4) Pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinat pe stand este necesar s se cunoasc cel pu in dou puncte de pe caracteristica extern şi anume punctele de performan : (Pmax, nP) şi (MmaxnM). Evaluarea analitic a caracteristicii externe se face prin polinomul incomplet de gradul 3 de forma normat :

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

20   n P(n ) = Pmax ⋅ α ⋅    n P

  n  + β ⋅    nP

2

  n  + γ ⋅    nP

  

3

  

(1.4)

Pentru determinarea coeficien ilor polinomiali α, β, γ, la M.A.S., pe baza observa iilor din figura 1.1 se pot scrie patru ecua ii:

 Pn = nP = Pmx şi  ' = P 0 n = n P  rezultând:

α=

M n = nM = M max  '  M n = nM = 0

3 − 4 ⋅ ce 2 ⋅ ce 3 − ce 1 , β= , γ=− ; ca = 2 ⋅ (1 − c e ) 2 ⋅ (1 − c e ) 2 ⋅ (1 − c e ) 2

(1.5)

(1.6)

nM este coeficientul de elasticitate al motorului; nP M c a = max este coeficientul de adaptabilitate al motorului. MP

unde: ce =

Dependen a lui ca de ce face ca momentul maxim Mmax ob inut la evaluarea cu forma polinomial redus (1.4) s fie pu in diferit de valorile indicate. Evaluarea este îns satisf c toare, abaterile fiind de maximum 5%. Folosirea coeficien ilor polinomiali ai motorului cu aprindere prin scânteie pentru evaluare caracteristicii externe a motorului cu aprindere prin comprimare d rezultate eronate, deoarece, din sistemul general (1.5) lipseşte ecua ia corespunz toare condi iei de putere maxim şi, aşa cum rezult din figura 1.1,b,) la aceste motoare din cauza limitatorului de tura ie, curba puterii nu ajunge la valoarea de extrem Pn' = nP = 0 , ca în cazul M.A.S. Lipsa unei ecua ii din sistemul general impune introducerea coeficientului de adaptabilitate ca parametru al motorului. Solu iile devin: c 2 − c a ⋅ (2c e − 1) c −1 2c ⋅ (c a − 1) (1.7) , γ=− a , β= e α= e 2 2 (ce − 1) (ce − 1) (ce − 1)2 Cunoscând dependen a puterii (P), de tura ia motorului (n), momentul motor P π⋅n (M), se determin cu rela ia: M= unde ω = reprezint viteza unghiular de ω 30 rota ie a arborelui cotit al motorului.

FUNCXIONAREA GRUPULUI MOTOR-TRANSMISIE

2.1. Definirea transmisiei Func ionarea automobilului în condi ii din exploatare are loc în limite foarte largi de varia ie ale vitezei de deplasare, ale greut ii utile şi ale tipurilor şi calit ilor de drumuri. În aceste circumstan e rezult c , la ro ile motoare ale automobilului, necesarul de for de trac iune şi de putere pentru autopropulsare reprezint câmpuri de caracteristici având în abscis viteza aleas de conduc tor (pân la viteza maxim ) şi în ordonat for a la roat (momentul la roat ), respectiv puterea la roat , determinate în diverse condi ii de autopropulsare, pe cale orizontal sau înclinat , cu vitez constant sau variabil . Conduc torul auto poate acoperi câmpul necesar când grupul motopropulsor ofer un câmp de caracteristici asem natoare. Limitele ra ionale ale acestui câmp sunt: • viteza maxim - delimitat de puterea maxim de autopropulsare: P v max = Rv max , (2.1) FRv max unde vmax este viteza maxim a automobilului; PRvmax- puterea necesar autopropuls rii cu viteza maxim ; FRvmax - for a la roat necesar autopropuls rii cu viteza maxim ; • oferta de putere maxim disponibil la orice vitez , dac aceast limit este solu ionat ideal, la valoarea maxim a puterii motorului, se ob ine caracteristica ideal : (2.2) FR ⋅ v = PR max • limitarea for elor de trac iune prin aderen a ro ilor, când viteza tinde s se anuleze, rezult din rela ia (2.2) o for de trac iune infinit , imposibil de realizat datorit limit rii impuse de aderen :

22

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

FR max ≤ Fϕ = ϕ ⋅

∑Z

R

,

(2.3)

unde: ϕ este coeficientul de aderen ; Z R - greutatea aderent .

∑

In figura 2.1 s-au reprezentat, tinând seama de cele trei limite de mai sus, câmpul de ofert al for ei la roat (figura 2.1,a) şi câmpul de ofert pentru puterea la roat (figura 2.1,b). a) b) În interiorul câmpurilor Fig.2.1. Limitele câmpurilor oferite pentru ar tate în figura 2.1 trebuie s se autopropulsare: a-câmpul de ofert pentru for a la roat ; b-câmpul de ating orice punct. Fa de cerin ele ofert pentru puterea la roat de autopropulsare se poate formula întrebarea "ce poate s ofere grupul moto-propulsor?"

Fig. 2.2. Circuitul fluxuului de putere pentru autopropulsare

Din compararea caracteristicilor oferite de motorul cu ardere intern (fig.2.2), P=f(n) şi M=f(n) – cu caracteristicile necesare autopropuls rii, PR=f(v) şi FR=f(v)\, rezult cu uşurin c motorul cu ardere intern nu este apt singur s propulseze automobilul, ci printr-un "convertor de identitate" reprezentat de transmisie. Transmisia se constitue astfel într-o interfa între sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare). Convertirea caracteristicii motorului cu ardere intern în caracteristica necesar autopropuls rii se face în condi iile urm toare: • acoperirea golul de tura ie dintre n=0şi n= nmtn ; acest lucru este asigurat de ambreiaj;

Func ionarea grupului motor-transmisie

23

• caracteristicile P=f(n) şi M=f(n) trebuiesc modificate pân la PR=f(v) şi M R=f(v). Progresul tehnic şi tehnologic din construc ia de automobile ofer în ultimii ani o nou viziune asupra automobilului: automobilul economic şi ecologic. Ca urmare "convertorul de identitate" trebuie s ajute motorul cu ardere intern pentru a se încadra în limitele impuse cu privire la: consum de combustibil, substan e nocive în gazele de evacuare, zgomot etc. Identitatea de caracteristici se ob ine prin valori ale rapoartelor de transmitere realizate de transmisie. În figura 2.3 s-au reprezentat: - în cadranul I, în coordonate P-v, câmpul de caracteristici necesare la roat : - în cadranul II, în coordonate P-n, câmpul de caracteristici al motorului cu ardere intern ; -în cadranul IV, în coordonate it-v, rezultatul acord rii cinematice dintre

Fig. 2.3. Acordarea cinematic între câmpurile de caracteristici oferite şi câmpurile de caracteristici necesare

24

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

primele dou câmpuri, respectiv varia ia în func ie de vitez a raportului de transmitere de la motor la ro ile motoare. Se deosebesc urm toarele situa ii: a) Rularea pe grani a câmpului de caracteristici (cadranul I, punctele 1...5): - punctele 3,4,5, sunt ob inute la func ionarea motorului la P=Pmax, respectiv când regimul de func ionare al motorului nu se modific (sarcin şi tura ie constante), iar tura ia ro ilor creşte. Rezult în cadranul IV segmentul de arc de hiperbol 3,4,5; - pentru punctul 2 al câmpului de caracteristici (cadranul I), motorul cu ardere intern poate func iona la orice tura ie din domeniul 2'...2'', astfel c domeniul it este pe veritcala 2'...2'' (cadranul IV); asem n tor se ob ine şi pentru punctul 1 (cadranul I), domeniul 1'...1'' pentru tura ii (cadranul II), şi verticala 1'...1'' pentru valorile rapoartelor de transmitere (cadranul IV). Din cele prezentate mai înainte se observ c domeniile it pentru grani a câmpului de caracteristici oferite sunt diferite, rezultând concluzia general c , pentru un "convertizor ideal", f r pierderi, m rimea it depinde de putere şi de vitez . b) Rularea pe o linie special din interiorul câmpului de caracteristici de ofert (NOXmin sau cemin, cadranul II) Considerând pentru început rularea pe o cale orizontal în regim stabilizat de vitez (punctele 5,6,7 în cadranul I), se ob in: - Pmax şi vmax apar in punctului 5. La o vitez mai mic (punctul 6), deplasarea este posibil cu orice tura ie a motorului cuprins între abcisele punctelor 2'....2'' (cadranul II), de unde rezult în cadranul IV valorile it, prin valorile ordonatelor punctelor 2'/6...2''/6, necesare rapoartelor de transmitere ale transmisiei; - pentru un alt punct, 7, procedând în mod aseman tor se ob in, în cadranul IV valorile ordonatelor it =1'/7...1''/7. Domeniile it pentru rularea neaccelerat pe cale orizontal se pot restrânge prin condi ii suplimentare legate de valorificarea unor zone sau linii favorabile din câmpul caracteristicilor de ofert . Dou astfel de linii, cu interes în valorificarea performan elor motorului, sunt linia consumului minim de combustibil, cemin, şi linia emisiilor poluante minime, NOX min. Corespunz tor punctelor 6 şi 7 se ob in punctele 2'''/6 şi 1'"/7, pentru rularea economic , şi, respectiv 2IV/6 şi 1IV/6 pentru rularea nepoluant , respectiv o restrângere a valorilor pentru rapoartele de transmitere. Aceast restrângere a domeniului pentru "convertorul de identitate" este posibil prin formularea de condi ii speciale pentru autopropulsare.

Func ionarea grupului motor-transmisie

25

2.2. Func ionarea global a grupului motopropulsor Interac iunea motor-transmisie-vehicul este definit de constructor în faza de concep ie şi de conduc tor în faza utiliz rii acestuia. Evolu ia componentelor sistemului motor-transmisie-vehicul s-a bazat pe: -optimizarea constructiv a solu iilor existente, realizat prin îmbunat iri tehnologice, prin adoptarea unor materiale cu calit i superioare etc.; -optimizarea legilor care guverneaz func ionarea grupului motopropulsor sau a legilor de leg tur ; -îmbun t irea acord rii motorului cu transmisia prin num rul şi valoarea rapoartelor de transmitere sau adoptarea de transmisii de concep ie nou , cu o infinitate de rapoarte de transmitere, cu reglaj automat, continuu etc. Func ionarea global a grupului motor-transmisie este analizat utilizând caracteristica complex a automobilului. Aceast caracteristic este reprezentarea comun a câmpurilor de ofert ale motorului şi ale câmpurilor de necesitate pentru autopropulsarea automobilului, legate prin func iile de "identitate". In figura 2.4 s-a reprezentat caracteristica complex pentru o transmisie mecanic în trepte, iar în figura 2.5 s-a reprezentat caracteristica complex pentru o transmisie cu varia ie continu a rapoartelor de transmitere. Caracteristicile cuprind: - cadranul II, în coordonate M-n, oferta de moment a motorului prin câmpul delimitat de caracteristica extern şi printr-o linie favorabil Mopt (de exemplu pentru consumul economic de combustibil); - cadranul IV, în coordonate FR-v, câmpul de ofert pentru for a de trac iune, delimitat prin caracteristica de trac iune; - cadranul I, în coordonate n-v, legile de "convertire" a câpului din cadranul II în câmpul din cadranul IV. a) Automobil cu transmisie mecanic în trepte (fig.2.4) Fie o transmisie mecanic cu cutia de viteze cu 4 trepte. Func ionarea automobilului cu viteza vA într-o anumit stare care necesit o for la roat de valoare FRA este posibil dac punctul A, cu coordonatele vA şi FRA, se g seşte în câmpul de ofert pentru for a de trac iune. Fie punctul A plasat între curbele corespunz toare func on rii în treptele a 2-a şi a 3-a ale cutiei de viteze. Func ionarea este astfel posibil în treapta a 2-a , punctul A2 şi în treapta a 3-a, punctul A3. Corespunz tor coordonatelor punctului A (vA,FRA), în câmpul de ofert al motorului se defineşte o curb de func ionare posibil : (2.4) P = FRA ⋅ v A = M ⋅ n = cons tan t Corespondentul punctului A pe curba P=ct. este punctul A'2, când func ionarea are loc în treapta a 2-a de vitez sau A'3 când func ionarea are loc în treapta a 3-a de vitez . Din analiza celor dou puncte rezult existen a a dou variante:

26

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

- utilizând trepta a 3-a, corespunz tor punctului A'3, automobilul func ioneaz economic, apropiat de curba definit Mopt, dar şi de caracteristica extern , cu rezerve mici de putere, cu dezavantajele lipsei de siguran şi al performan elor dinamice de demarare modeste; - utilizând trepta a 2-a, corespunz tor punctului A'2, se ob ine o conducere sigur prin rezerva mare de putere, cu performan e dinamice de demarare mari, dar, în schimb, prin dep rtarea de Mopt,, se Fig. 2.4. Caracteristica complex înregistreaz consumuri mari de pentru o transmisie în trepte combustibil. Alegerea de c tre conduc tor a uneia dintre cele dou variante este ob ional -subiectiv , în func ie de calificare, condi ii de deplasare, interese, stil şi metod de conducere etc. b) Automobil cu transmisie continu (fig.2.5) În cazul grupului motopropulsor cu transmisie continu , punctului A de func ionare, definit asem nator cazului precedent, îi corespunde o infinitate de valori ale rapoartelor de transmitere între A1 şi A2 care determin o infinitate de puncte de func ionare ale motorului între A'1 şi A'2 pe curba de putere constant , corespunz tor puterii necesare autopropuls rii în condi iile definite de coordonatele punctului A. Dintre toate regimurile de func ionare cel mai economic este cel al punctului Aec, când Fig. 2.5. Caracteristica complex motorul func ioneaz pe curba pentru o transmisie continu Mopt,, corespunz toare consu-

Func ionarea grupului motor-transmisie

27

mului minim de combustibil. La creşterea substan ial a rezisten elor la înaintare, func ionarea în acest punct devine nesigur , datorit rezervei mici de putere dat de apropierea curbei Mopt de caracteristica extern . Este necesar modificarea raportului de transmitere pân la atingerea punctului Anec, unde nivelul caracteristicii par iale de func ionare a motorului asigur rezerva de putere necesar dep şirii obstacolului. Func ionând în Anec, func ionarea este neeconomic , de aceea este necesar revenirea, dup dep şirea obstacolului, la Aec. Se desprind de aici urm toarele dou concluzii: -conduc torul nu are posibilitatea s ac ioneze simultan asupra motorului şi asupra transmisiei şi s asigure un reglaj optim al grupului motopropulsor, continuu; - în toate situa iile de func ionare este posibil, teoretic, ca utilizând o transmisie continu s se realizeze valoarea necesar a raportului de transmitere în aşa fel încât motorul s furnizeze puterea necesar autopropuls rii în condi iile optimului formulat. Aceste condi ii definesc una dintre c ile de optimizare a acord rii grupului motopropulsor în vederea ob inerii performan elor scontate de consum, noxe, dinamicitate, şi anume utilizarea unei transmisii cu varia ie continu a raportului de transmitere, asistat de un calculator pentru alegerea automat , obiectiv , a valorii rapoartelor de transmitere.

2.3. CondiYii de determinare transmitere ale transmisiei

a

rapoartelor

de

Concordan a câmpurilor de ofert şi de necesitate se ob ine prin valori determinate ale rapoartelor de transmitere. Fa de limitele maxime ale acestor câmpuri, ob inute prin valori ale rapoartelor de transmitere, domeniile de varia ie ale rapoartelor de transmitere se pot restrânge prin condi ii suplimentare legate de valorificarea unor zone sau linii favorabile din câmpul caracteristicilor de ofert . În cazul transmisiilor mecanice în trepte, rapoartele de transmitere sunt determinate, de regul , din condi ii de dinamicitate cu acoperiri la schimbarea treptelor. Fa de aceasta regul , dimensionarea cinematic a transmisiei presupune formularea unor condi ii de deplasare pentru automobil. Dintre acestea sunt de re inut condi iile dinamice de demarare, prin timpul şi spa iul de demarare, şi consumul minim de combustibil. Deoarece dimensionarea din condi ii strict de tip dinamic sau economic intereseaz numai în cazuri particulare, prezint interes dimensionarea cinematic a transmisiei în func ie de necesitatea satisfacerii simultane a mai multor categorii de performan e şi m rimi de performan .

28

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de dinamicitate Timpul şi spa iul de demarare ai automobilului, considera i ca parametri de apreciere dinamic ai automobilului, depind, în afara posibilit ilor energetice ale motorului, de parametrii constructivi şi de m rimile cinematice ale transmisiei. Posibilit ile maxime de autopropulsare se ob in când motorul func ioneaz pe caracteristica exterioar . Intereseaz valorile rapoartelor de transmitere pentru care timpul de demarare total are o valoare minim . O minimizare analitic a expresiei timpului total de demarare nu este posibil , din cauza urm toarelor restric ii : - pe tot domeniul vitezei automobilului (de la viteza minim pân la cea maxim ) motorul trebuie s func ioneze la o tura ie plasat în zona regimurilor stabile de func ionare ale motorului ; - în zona vitezei maxime, când accelera ia → 0 , expresia timpului de demarare nu are sens ; -timpul minim de demarare trebuie corelat şi cu alte performan e ale automobilului (vitez maxim , pant maxim , consum minim de combustibil etc.). Datrit acestor cauze se prefer o prelucrare numeric cu ajutorul calculatorului electronic prin baleerea unui câmp larg de valori pentru rapoartele de transmitere. La alegerea unui cuplu de valori pentru rapoartele de transmitere va trebui s se in seama şi de performan ele amintite mai înainte. În plus, conteaz şi timpii de demarare pân la valori intermediare ale vitezei din intervalul Vmin…Vmax . Determinarea rapoartelor de transmitere din condi ia minimiz rii timpului de demarare presupune re inerea valorilor itr pentru care parametrul dinamic are valoarea maxim . Printr-o metod asem natoare se pot determina valorile itr pentru care se ob ine spa iul minim de demarare. Atât timpul, cât şi spa iul de demarare nu reprezint parametrii de apreciere ai capacit ii de demarare a automobilului. Pentru ilustrare se consider situa iile din figura 2.6, pentru transmisii ale automobilului cu valori diferite ale unor rapoarte de transmitere. În figura 2.6, a este considerat demarajul pân la aceeaşi valoare a vitezei maxime, pentru valori diferite ale rapoartelor de transmitere în treapta a 2-a (it2>i't2). Dac suprafe ele haşurate S1 şi S2 sunt egale, rezult timpi egali de demarare, dar o creştere a spa iului de demarare pentru automobilul cu i't2, sporire propor ional cu suprafa a S3 (creşte viteza medie pe spa iul de demarare). Pentru cazul ilustrat în figura 2.6,b s-a luat în calcul demarajul pentru valori diferite ale primelor dou rapoarte de transmitere. În cazul al doilea se ob ine o reducere a timpului de demarare comparativ cu primul; când suprafe ele haşurate

Func ionarea grupului motor-transmisie

a)

29

b)

c)

Fig.2.6 Parametrii demarajului automobilului în condi ii diferite a- valori diferite în treapta a 2-a de vitez ; b- valori diferite în primele dou trepte de vitez ; c- valori diferite în prima şi ultima treapt de vitez

S2 şi S3 sunt egale, rezult spa ii egale de demarare, cea ce înseamn c viteza medie creşte atunci când se reduc m rimile rapoartelor de transmitere în primele trepte ale cutiei de viteze. Pentru situa ia prezentat în figura 2.6, c rezult o reducere a timpului şi spa iului de demarare pentru varianta 2, cu posibilitatea de a se men ine neschimbat viteza medie de demarare. Din cele trei situa ii prezentate rezult c dimensionarea cinematic din condi ia de dinamicitate impune corelarea celor dou performan e prin minimizarea timpului necesar pentru a parcurge un spatiu dat, sau prin spa ii maxime de demarare în timpi da i, respectiv prin valoarea vitezei medii de demarare.

2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condi ii de func ionare economic Dimensionarea cinematic a transmisiei din condi ii de dinamicitate presupune plasarea func ion rii motorului în zona tura iilor ridicate, unde puterea medie dezvoltat de motor se apropie de puterea maxim . Aceste zone se caracterizeaz îns prin consumuri specifice mari de combustibil, ceea ce conduce la o func ionare neeconomicoas a automobilului. Dintre toate puterile dezvoltate de motor, economicitatea maxim se ob ine la func ionarea pe curba Popt (figura 2.7). Curba Popt este ob inut prin unirea punctelor de putere maxim şi minim ale curbelor cu consum specific constant. Deplasarea automobilului cu viteza v1 pe cale cu rezisten a specific Ψ, (Ψmax IA, se ob ine:  I I  I 1 + A  ⋅ icv2 + S icv2 + S Im  Im Im F' med ⋅t' P'  (3.11) = = ≅ Fmed ⋅ t P  I A   2 IS  i2 + IS  ⋅  icv + 1 +  cv IA I m   I A  

(

)

Analizând acest expresie rezult urm toarele: • prin decuplarea ambreiajului înaintea schimb rii treptei de vitez , şocurile dinamice din transmisie se pot reduce de pân la de 50…200 ori fa de cele din momentul schimb rii treptei cu ambreiajul cuplat; • percu ia P’ este cu atât mai mic , în raport cu percu ia P, cu cât momentul de iner ie IA al p r ii conduse a ambreiajului are o valoare mai redus ; acest lucru este psibil printr-o construc ie ra ional a p r ii conduse a ambreiajului prin reducerea maselor şi a dezvolt rii radiale; I I • cum S >> S , rezult c percu ia P’ se micşoreaz dac rapoartele de IA Im transmitere ale cutiei de viteze, icv, au valori mai reduse; acest lucru este posibil când o parte din valoarea necesar a rapoartelor de transmitere, reprezentat printro valoare fix , se realizeaz în puntea motoare, cât mai aproape de ro ile motoare.

Ambreiajul

43

Valoarea raportului de transmitere care urmeaz a se realiza în puntea motoare formeaz aşa numitul raport de transmitere al puntii motoare; • reducerea percu iei, la limit pân la zero, se ob ine când se realizeaz cuplarea treptelor dup egalizarea vitezelor unghiulare ale ro ilor care urmeaz a fi cuplate. In vederea reducerii maxime a acestei diferen e este necesar ca decuplarea ambreiajului s fie complet , iar în construc ia cutiilor de vitez s fie utilizate sincronizatoare, care permit trecerea de la o treapt de vitez la alta dup ce în prealabil au fost egalizate vitezele unghiulare ale elementelor ce urmeaz a fi cuplate. 3.1.3. Ambreiajul, dispozitiv de siguran a al

grupului motopropulsor Regimurile de func ionare ale automobilului pot fi dinamice tranzitorii şi dinamice stabilizate. Regimurile de func ionare dinamice tranzitorii se caracterizeaz prin varia ii cu vitez mare în timp şi în limite largi ale momentelor care solicit grupul motopropulsor al automobilului. Astfel de regimuri apar la pornirea din loc cu cuplarea brusc a ambreiajului, în timpul frân rilor bruşte f r decuplarea ambreiajului, la trecerea ro ilor peste obstacole şi peste denivelari mari. Regimurile dinamice stabilizate, caracterizate de varia ia momentului în jurul unei valori medii poat ap rea la deplasarea automobilului pe drumuri în stare medie şi bun , ele datorându-se varia iilor locale ale coeficientului de rezisten specific a drumului. Protejarea grupului motopropulsor de sarcinile dinamice ridicate, create în situa iile descrise mai înainte, atunci când ambreiajul este cuplat, are loc prin patinarea ambreiajului. Leg tura de cuplare f cut prin for ele de frecare ce iau naştere în suprafe ele frontale de contact sub ac iunea for elor axiale de ap sare dezvoltate în dispozitivul mecanic de ap sare, are un caracter limitativ, prin momentul capabil al ambreiajului. Dep şirea momentului capabil al ambreiajului determin patinarea ambreiajului, situa ie în care, prin transmisie, în starea cuplat a ambreiajului, nu se poate materializa un moment superior valorii corespunz toare acestui moment, ambreiajul comportând-se ca un cuplaj nedistructiv de siguran . In cazul cupl rii bruşte a ambreiajului se produce o decelera ie puternic a dispozitivului de contact al p r ii conduc toare pe suprafa a frontal a p r ii conduse, datorit c reia apare o for de iner ie care m reşte de 5…10 ori for ele axiale de ac ionare care men in starea normal de cuplare a ambreiajului. In acest fel, prin creşterea de câteva ori a momentului capabil al ambreiajului, protejarea grupului motopropulsor prin patinare nu mai este eficient . Pentru a eviden ia posibilit ile de limitare a solicit rilor dinamice din momentul cupl rii se consider automobilul redus la modelul dinamic prezentat în figura 3.3. Cuplarea brusc a ambreiajului echivaleaz cu introducerea unei leg turi rigide în sistem. In acest caz, conform teoriei lui Carnot, pentru introducerea brusc a leg turii rigide, se poate scrie: E=E1+E2, unde E este energia total a

44

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

sistemului înainte de ciocnire; E1 – energia total a sistemului dup ciocnire; E2 – energia cinetic pierdut prin ciocnire. Pentru sistemul din figura 3.3 se ob ine: 1 1 1 1 1 2 2 I m ⋅ ω2m + I P ⋅ ω2P = (I m + I P ) ⋅ ωc2 + I m ⋅ (ωm − ωc ) + I P ⋅ (ωP − ωc ) , 2 2 2 2 2 unde ωc este viteza unghiular a arborilor motor şi primar, solidari în rota ie dup cuplarea ambreiajului, cu valoarea: I m ⋅ ωm + I P ⋅ ω p ωc = . Im + IP Energia cinetic pierdut , ∆E, se reg seşte sub forma de energie poten ial de r sucire elastic a transmisiei. Lucrul mecanic elementar de r sucire elastic a arborilor este dat de rela ia: d L = M ϕ ⋅ d ϕ = ct ⋅ ϕ ⋅ d ϕ, unde Mϕ este momentul de r sucire; ϕ - unghiul de r sucire; ct- rigiditatea la ϕ2 r sucire a transmisiei. Prin integrare rezult lucrul mecanic de r sucire: L = ct ⋅ 2 . Punând condi ia ca lucrul mecanic de r sucire s fie egal cu energia pierdut la cuplarea brusc a ambreiajului şi anume: 1 1 I ⋅I 2 L = ∆E , se ob ine: ⋅ ct ⋅ ϕ 2 = ⋅ m P ⋅ (ω m − ω P ) . 2 2 Im + IP inând seama c momentul de r sucire este în acest caz un moment dinamic, rezult pentru momentul dinamic generat în transmisie de cuplarea brusc a ambreiajului valoarea: Im ⋅ IP (3.12.) M d = (ω m − ω P ) ⋅ ⋅ ct Im + IP Din analizarea rela iei (3.12) rezult c în afara aspectului subiectiv al evit rii supratur rii motorului la cuplarea ambreiajului, metoda obiectiv pentru micşorarea momentului dinamic care apare în transmisie la cuplarea brusc a ambreiajului const în reducerea rigidit ii totale de r sucire a transmisiei. Micşorarea rigidit ii de r sucire a transmisiei se ob ine prin înserierea între dou elemente constructive ale p r ii conduse a ambreiajului a unui element elastic suplimentar (fig.3.6). Constructiv, elementul elastic suplimentar este format din mai multe arcuri elicoidale 1, din sârm , dispuse tangen ial în ferestre decupate în discul condus, fiecare arc având unul din capete rezemat de discul 2 al garniturilor şi celalalt de flanşa 3 a butucului.

Ambreiajul

45

Fa de rigiditatea elementului elastic suplimentar se precizeaz c , dac acesta are o rigiditate prea redus , sarcinile dinamice care apar pot dep şi chiar sarcinile ob inute în lipsa elementului elastic. Explica ia const în faptul c rigiditatea redus a elementului elastic suplimentar creeaz un “gol suplimentar”, care conduce la apari ia şocurilor în transmisie. Tot ca o solu ie constructiv menit s duc la diminuarea solicit rilor dinamice din Fig. 3.6. Dispunerea elementului momentul cupl rii bruşte a ambreiajului o elastic suplimentar reprezint sporirea elasticit ii axiale a p r ii conduse a ambreiajului, când se diminueaz ac iunea for elor de iner ie la decelerarea suprafe elor frontale din contact. Elasticitatea axial se ob ine prin construc ii speciale ale p r ii conduse a ambreiajului.

3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea vibra iilor de torsiune între motor şi transmisie Automobilul în ansamblul s u formeaz un sistem elastic, care, în timpul func ion rii este supus permanent ac iunii oscila iilor. Pentru grupul motopropulsor sursa principal de oscila ii este motorul cu ardere intern , iar factorul perturbator este momentul de torsiune al motorului, care solicit arborele cotit. Acest moment este format dintr-o fundamental corespunz toare tura iei de func ionare şi o infinitate de armonici. O alt surs de oscila ii, tot cu ac iune continu , o reprezint momentul rezisten elor la înaintare determinat de caracteristicile drumului şi de regimul deplas rii. Aceast surs are de obicei un caracter aleator. Transmiterea unor astfel de m rimi grupului motopropulsor, atunci când una din frecven ele proprii ale grupului se suprapune peste o armonic a momentului perturbator, creeaz pericolul plas rii unor componente în zone de rezonan . In acest caz amplitudinea oscila iilor creşte brusc, tinzând s produc ruperea organelor mecanice ale grupului. Pentru înl turarea posibilit ilor de apari ie a fenomenelor de rezonan de mai sus se poate interveni prin: - varia ia caracteristicilor elastice ale transmisiei, pentru ca rezonan a s nu poat surveni în cazul regimurilor de exploatare; - prin introducerea în transmisie a unui element de amortizare capabil s absoarb energia oscila iilor; - prin introducerea în transmisie a unui element care s asigure caracterul neliniar al caracteristicii elastice a transmisiei. Cea mai simpl metod const în combinarea unui element elastic suplimentar cu un element de amortizare.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

46

Prin introducerea în partea condus a ambreiajului a elementelor elastice suplimentare, descrise mai înainte, se înl tur posibilitatea apari iei rezonan ei de înalt frecven . Pentru îmbun t irea calit ilor de izolare se recomand ca elementul elastic suplimentar s aib o caracteristic neliniar , ob inut cel mai frecvent prin înserierea mai multor arcuri cu intrare succesiv în func iune. Cum rigiditatea elementului elastic nu poate fi coborât sub o anumit limit , eficacitatea lui scade în cazul frecven elor joase. De aceea, pe lâng elementul elastic suplimentar se utilizeaz şi un amortizor pentru înl turarea apari iei rezonan ei de joas frecven (fig.3.7). Amortizorul 1 montat în paralel cu arcurile 2 ale elementului elastic suplimentar, împreun cu care formeaz izolatorul de vibra ii de torsiune, dispunând, în construc ia p r ii conduse a ambreiajului, de dimensiuni mici, este realizat de Fig. 3.7. Dispunerea regul cu frecare uscat , sub forma unui pachet de izolatorului pentru vibra ii de discuri strânse axial şi cu mişc ri relative de torsiune rota ie.

3.1.5. Cerin ele ambreiajului inând seama de fenomenele prezentate anterior, un ambreiaj bine conceput şi corespunz tor reglat trebuie s îndeplineasc o serie de cerin e dintre care: • la decuplare s asigure desfacerea rapid şi total a leg turii dintre motor şi transmisie, pentru a da posibilitatea schimb rii treptelor de vitez f r şocuri şi pentru a preîntâmpina uzura prematur a ambreiajului prin existen frec rii mecanice din suprafe ele de contact atunci când automobilul este oprit cu motorul în func iune şi dintre cutia de viteze cuplat ; • la cuplare s asigure cuplarea lin şi complet a motorului cu transmisia, adic s permit o creştere progresiv a momentului pe care îl transmite, pentru a se evita pornirea brusc din loc a automobilului şi apari ia unor solicit ri dinamice însemnate în transmisie. Cum în fazele cupl rii ambreiajului o parte din energia motorului se transform prin patinarea ambreiajului în c ldur , ambreiajul trebuie s fie capabil s preia întreaga c ldur rezultat , f r a se produce creşteri periculoase de temperatur , şi s o cedeze cu uşurin mediului exterior; • în stare cuplat , în toate condi iile normale de func ionare ale automobilului, s asigure transmiterea integral a momentului maxim al motorului, f r patinare, iar în regimurile în care pot ap rea suprasarcini dinamice s limiteze, prin patinare, creşterea momentului, evitându-se astfel suprasolicitarea organelor transmisiei. De asemenea, fa de caracterul periodic variabil al momentului motorului şi aleator variabil al rezisten elor la înaintare, ambreiajul trebuie s asigure izolarea transmiterii vibra iilor de torsiune între motor şi transmisie.

Ambreiajul

47

In afara condi iilor impuse ambreiajului în diversele faze de func ionare, acesta trebuie s mai îndeplineasc urm toarele: momentul de iner ie al p r ii conduse, solidare la rota ie cu arborele primar al cutiei de viteze, s fie cât mai mic, un moment mare prelungind durata de egalizare a vitezelor unghiulare ale ro ilor din ate ce urmeaz a fi cuplate; pe toat durata de func ionare, parametrii de baz s varieze cât mai pu in, eventualele reglaje impuse de corectarea parametrilor urmând s se men in timp îndelungat; s aib o durat de serviciu şi o rezisten la uzur cât mai mari; s aib dimensiuni geometrice şi mase cât mai reduse; s confere siguran în func ionare printr-o construc ie simpl şi ieftin .

3.2. Construc ia ambreiajelor mecanice Ambreiajele mecanice întâlnite în construc ia de autoturisme sunt ambreiaje cu arcuri. Schemele de organizare constructiv a acestor ambreiaje sunt prezentate în fig.3.8. Partea conduc toare, legat de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care se monteaz , prin şuruburile 3, carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rota ie cu carcasa 4, având îns fa de aceasta mobilitate relativ de transla ie, se g seşte discul de presiune 5. Pentru realizarea for ei necesare men inerii st rii cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 şi discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcurile periferice 7 (fig. 3.8,a), respectiv arcul central diafragm 9 (fig. 3.8,b). Arcurile periferice (poz. 7, fig.3.8,a), dispuse echidistant pe periferia discului de presiune, sunt arcuri elicoidale din sârm tras cu caracteristic liniar . St rile de func ionare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea s ge ii elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prev zut cu pârghiile de decuplare 6. La ambreiajul cu arc central diafragm (fig. 3.8,b), rolul arcurilor de presiune şi al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un disc sub ire din o el, (poz. 9), de form tronconic , având o serie de bra e elastice formate din t ieturi radiale. In mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijin , prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 şi, prin reazemul 8 din zona median , de carcasa 4. Situarea arcului în diferite pozi ii în caracteristica elastic , corespunz toare st rilor de func ionare, se ob ine prin modificarea în l imii trunchiului de con la ac ionarea cu o for deformatoare asupra cercului bazei mici. Partea condus este reprezentat prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe arborele 11, care, în majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze. Partea de comand este reprezentat prin pârghia 13 şi prin manşonul de decuplare 12. In stare normal , ambreiajul este cuplat. Starea “normal cuplat ” este efectul arcurilor de presiune 7 (fig.3.8.a), respectiv al arcului diafragma 9 (fig.3.8.b), care, montate precomprimat între carcasa 4 şi discul de presiune 5, în

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

48

tendin a de destindere, vor realiza strângerea discului condus între volant şi discul de presiune.

a)

b)

Fig. 3.8. Schemele de organizare constructiv a ambreiajelor mecanice cu arcuri: a-ambreiajul cu arcuri periferice; b - ambreiajul cu arc central diafragm

For ele normale de ap sare dintre suprafe ele conduse şi suprafe ele conduc toare vor determina apari ia for elor de frecare, fiecare suprafa de frecare reprezentând o cale de leg tur dintre p r ile condus şi conduc toare. For ele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rota ie, dau naştere momentului capabil al ambreiajului. Decuplarea ambreiajului se ob ine când în partea de comand se dezvolt o for de decuplare Fd, sub ac iunea c reia manşonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va roti pârghiile de decuplare 6, respectiv generatoarele arcului diafragm 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de c tre pârghiile de decuplare a for elor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentar a arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, pân când se desface contactul cu frecare dintre p r ile conduc toare şi condus . Se ob ine starea de debreiere (decuparea motorului de transmisie). Ambreierea dup debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se ob ine prin anularea for ei de decuplare Fd din partea de ac ionare,

Ambreiajul

49

când, prin destinderea arcurilor în starea anterioar decupl rii, se realizeaz contactul cu frecare dintre partea conduc toare şi partea condus . Analizând comparativ construc iile celor dou tipuri de ambreiaje, la ambreiajele cu arcuri periferice se constat urm toarele: - ap sarea discului de presiune pe suprafa a de frecare se face neuniform; - montarea arcurilor impune o serie de prevederi constructive legate de men inerea lor contra ac iunii for ei centrifuge la func ionarea motorului şi de evitarea ac iunii directe a fluxului de c ldur rezultat în fazele de patinare ale ambreiajului; - pârghiile de decuplare impun opera ii laborioase de reglare pentru dispunerea capetelor din zona central într-un plan paralel cu planul manşonului de decuplare; - gabarit axial m rit determinat de caracteristicile constructive ale arcurilor; - fiabilitate redus datorit existen ei unui num r mare de piese şi cuple mobile cu frecare ce intr în compunerea mecanismului ambreiaj. Pentru analiz comparativ a caracteristicilor de func ionare ale celor dou tipuri de ambreiaje, în figura 3.9 se prezint caracteristicilor elastice ale arcurilor prin dependen a for elastic (F) deforma ie (f). Curba 1 corespunde ambreiajului cu arcuri periferice, iar curba 2 ambreiajului cu arc central diafragm . Considerând c ambele tipuri de ambreiaje dezvolt ini ial acelaşi moment, bazat pe dependen a liniar dintre for a arcurilor şi momentul capabil al ambreiajului, starea ini ial cuplat corespunde punctului C cu coordonatele (Fc,fc). Fa de valoarea s ge ii din stare cuplat a ambreiajului (fc), sporirea Fig.3.9. Caracteristicile de func ionare ale deforma iei corespunde cursei de ambreiajelor mecanice cu arcuri debreiere, iar reducerea deforma iei corespunde compens rii uzurilor de frecare ale discului condus. Dac ∆h este cursa necesar debreierii, punctele C1 şi C2 corespund pozi iei decuplate, iar punctele U1 şi U2, corespunz toare detension rii arcurilor cu m rimea ∆u, st rii de uzur maxim a garniturilor. Din analiza celor dou caracteristici rezult urm toarele: - ac ionarea ambreiajului cu arc diafragm este mai uşoar deoarece for a necesar pentru men inerea ambreiajului în pozi ie decuplat este mai redus la acest tip de ambreiaj (FD2 350, şi Nb=l07, pentru ro i la care duritatea din ilor HB < 350); Nech _ num rul de cicluri de solicitare corespunz toare durabilit ii cerute.

4.5.2. Dimensionarea arborilor Arborii sunt solicita i la torsiune şi la încovoiere sub ac iunea for elor din organele sus inute (ro i din ate şi elemente de cuplare) şi organele de sus inere (lag re). Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de înc rcare a arborilor, calculul reac iunilor, calculul momentelor de torsiune şi încovoiere, determinarea m rimii sec unilor şi verificarea la rigiditate. a. Determinarea schemei de înc rcare a arborilor şi calculul reac iunilor. Inc rc rile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de for ele din angrenarea ro ilor din ate sus inute de arbori şi din lag rele de montare în carterul cutiei. In figura 4.66 se prezint schemele de înc rcare pentru arborii cutiilor de viteze cu trei arbori (fig. 4.66, a) şi cu doi arbori (fig. 4.66, b), în cazul ob inerii treptei k de vitez . For ele din angrenare se determin cu rela iile (4.31), (4.32) şi (4.33). Tinând seama de faptul c asupra arborilor ac ioneaz for e în planuri diferite, pentru uşurarea calculelor, aceste for e se descompun în componente con inute în planul format de arborii mecanismului reductor şi în componente perpendiculare pe acest plan. Datorit faptului c la schimbarea treptelor de vitez se modific atât for ele, cât şi pozi ia ro ilor active în raport cu reazemele, se schimb şi reactiunile din lag re, motiv pentru care se impune determinarea lor pentru cuplarea fiec reia din treptele cutiei de viteze. Dac se consider arborii în echilibru static sub ac iunea for elor din modelul mecanic echivalent din figura 4.65, pentru calculul reac iunilor din lag rele cutiei de viteze se recomand rela iile de calcul din tabelul 4.9. b. Dimensionarea arborilor la rezisten . Cunoscând for ele care solicit arborii şi punctele lor de aplica ie, se determin pentru fiecare treapt de vitez valorile momentului de încovoiere Mi şi de torsiune Mt.

Cutii de viteze

177

Fig. 4.66. Scheme de înc rcare a arborilor din cutiile de viteze: a-cutii de viteze cu trei arbori; b-cutii de viteze cu doi arbori

Momentul încovoietor echivalent, calculat dup teoria a III-a de rupere (ipoteza efortului tangen ial maxim): M ech = M i2 + M t2 (4.55) Diametrul arborelui în sec iunea calculat se determin cu rela ia : 32 M ech d =3 , (4.56) πσ ech

unde σa ech este efortul unitar echivalent admisibil.

178

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Tabelul 4.9 Rela ii pentru calculul reac iunilor din lag rele cutiilor de viteze Arbore Schema de înc rcare a arborelui Rela ii pentru calculul reac iunilor X secundar la F ' ⋅l ' YC = tk 5 X D = Fak ; cutii de viteze L2 cu trei arbori

primar la cutii de viteze cu trei arbori

YD =

Ftk' ⋅ l 4 ; L2

ZD =

Frk' ⋅ rk' + Frk' ⋅ l4 L2

X B = Fap ; YB =

l1

Frp ⋅ (l1 + l2 ) − Fap ⋅ rp + Z C (l1 + L1 ) l1

YF =

secundar la cutii de viteze cu doi arbori (For ele Fa’, Ft’şi Fr’ , sunt for ele din angrcnajul tranamisici principale)

l1

L1

' X F = Fak − Fap ; YE =

ZE =

Ftp ⋅ 2 − YC ⋅ L1

Frp ⋅ l 2 − Fap ⋅ r p + Z C (l1 + L1 )

ZB =

primar la cutii de viteze cu doi arbori

YA =

Fak' ⋅ rk' − Frk' ⋅ l5 L2

YC ⋅ (L1 + l1 ) − Ftp ⋅ (l1 + l2 )

ZA =

secundar la cutii de viteze cu trei arbori

ZC =

F ' tp ⋅ (l 7 + l 8 ) − Ftk ⋅ l8 L3

F ' tp ⋅ l 6 − Ftk ⋅ (l 6 + l 7 ) L3

' ⋅ r 'p + Fak ⋅ rk F ' rp ⋅ (l 7 + l8 ) + Frk ⋅ l8 − Fap

L3

X B = Fak ; YB =

Ftk ⋅ l1 ; L1

ZB =

Frk ⋅ l1 − Fak ⋅ rk L1

YA =

Ftk ⋅ l 2 L1

ZA =

Frk ⋅ l 2 + Fak ⋅ rk L1

' X D = Fa' − Fak ; YC =

F ' tc ⋅ l5 − F ' t (l2 + l3 ) L2

YD =

F ' tc ⋅ l4 − F ' t l3 L2

ZC =

F ' rk ⋅ l5 − F ' ak ⋅ r' k + Fr' ⋅ (l3 + l2 ) − F ' a ⋅ rdm L2

ZD =

F ' rk ⋅ l4 + F ' ak ⋅ r' k − Fr' ⋅ l3 + F ' a ⋅ rdm L2

Cutii de viteze

179

In cazul în care calculul se efectueaz pe baza ipotezei a doua de rupere, dimensionarea arborilor se face cu rela ia: M id = 0 ,35 ⋅ M i + 0 ,65 ⋅ M i2 + M t2 (4.57) La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi şi Mt pentru fiecare treapt de viteze, luând-se în considera ie situa ia cea mai dezavantajoas . In scopul asigur rii unei rigidit i suficiente, efortul unitar admisibil se adopt în func ie de efortul corespunz tor limitei de elasticitate în rela ia: σe/σαι=5...7. c. Verificarea rigidit ii. Solicit rile de incovoiere şi de r sucire ale arborilor determin apari ia unor deforma ii elastice, care conduc la suprasolicit ri ale din ilor ro ilor în angrenare, modific legile angren rii şi reduc gradul de acoperire. In cazul unor deforma ii mari ale arborilor, polul angren rii execut o mişcare oscilatorie în jurul unei pozi ii teoretice, determinând, pentru arborele condus, o mişcare de rota ie neuniform şi o func ionare zgomotoas pentru cutia de viteze. Din aceste considerente, dup dimensionarea arborilor din condi ia de rezisten la solicit ri compuse (torsiune şi încovoiere) se face şi verificarea rigidit ii (calculul deforma iilor). Pentru calculul s ge ii arborilor se consider arborele de sec iune constant , înc rcat cu o singur for . Folosind rela iile de calcul din tabelul 4.10, se pot determina s ge ile în plan orizontal, fy, şi în plan vertical. fz. In cazul în care asupra arborelui ac ioneaz simultan mai multe for e, s geata rezultant , în sec iunea şi în planul considerat, este dat de suma algebric a s ge ilor ce apar sub actiunea for elor luate individual. Cunoscând valoarile s ge ii în plan orizontal şi vertical se determin s geata rezultant cu rela ia : f max =

f y2 + f z2 ≤ f a max

(4.58)

unde fa max este s geata maxim admisibil , cu valori fa max = 0,13. . .0,15 mm, pentru treptele superioare şi fa max = 0,15...0,25 mm, pentru treptele inferioare.

4.5.3. Calculul pentru alegerea lag relor In majoritatea cazurilor lag rele cutiilor de viteze sunt lag re de rostogolire. In calculul de determinare a rulmen ilor se ine seama de caracterul sarcinilor, de condi iile de montaj şi de durata de func ionare. Dependen a dintre aceste m rimi este dat de rela ia :

C = Ft D , (4.59) unde C este capacitatea dc înc rcare dinamic necesar a rulmentului; D durabilitatea necesar rulmentului, în milioane de rota ii; Fe- for a echivalent medie; p- exponent ce ine cont de tipul rulmentului (p=3, pentru rulmen i cu bile; p= 10/3, pentru rulmen i cu role). p

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

180

Tabelul 4.10 Rela ii pentru calculul deforma iei arborilor solicita i la încovoiere. Schema grinzii şi sarcini Formula fibrei medii deformate Portiunea S geata în dreptul sarcinii

(

Fb − x 2 + l 2 x − b3 x 6 EI

y= y=

(

)

De la A la 1

)

 F  bx 3 bx 2 + l − b 2 + (x − a )3  − 6 EI  l l 

y1 =

De la 1 la B In punctul 1

Fa 2 b 2 3lEI

y=

F 6 EI

 ax 3 (a + l )(x − l )3  − − alx   l  c 

De la A la 1

y=

Fal 6 EI

  x2  − x   l2  

De la 1 la B

y1 =

F (l + a )a 2 EI 3

y=

M 6 EI

y=

x3  M  lx −  6 EI  l 

y1 = −

 x 3 ( x − l )3  + lx −  3l l  

De la A la 1

De la 1 la B

Ma (2l + 3a ) 6 EI

y=

M 2 EI

y=

M 2 EI

y1=0

In punctul 1

 x3  2 a2  −  2a − l − 3 l  3l 

In punctul 1    x    

De la A la 1

 x3  2 a 2   De la 1 la B  − (x − a )2 −  2a − l − x  3 l    3  

In punctul 1

Durabilitatea necesar a rulmentului, egal pentru toate lag rele cutiei de viteze, se d în kilometri parcurşi. Pentru ob inerea durabilit ii în milioane de rota ii se utilizeaz rela ia: D[ km ] icvmed ⋅ i0 1 ⋅ ⋅ [milioane rota ii] (4.60) D= 2 ⋅ π ⋅ rr 10 4 i unde icvmed este raportul de transmitere mediu al cutiei de vitez ; D[km] durabilitatea necesar a rulmentului exprimat în km (100 000….150 000 km); i0-

Cutii de viteze

181

raportul de transmitere al pun ii motoare; rr- raza de rulare a ro ii motoare; i raportul de transmitere de la motor la arborele al c rui lag r se calculeaz . La determinarea for ei echivalente medii Fe se ine seama de for ele axiale şi radiale ce apar în lag re în fiecare treapt a cutiei de viteze. Ea se determin cu rela ia :

Fe =

k =n

p

∑ (F ) k

k =1

p

ωk ⋅ β k ω ech

(4.61)

unde Fk este for a echivalent corespunz toare treptei k de vitez ; ωk viteza unghiular a arborclui, corespunz toare treptei k ; βk - timpul relativ de utilizare a treptei k de vitez (tabelul 8.5) ; ωech - viteza unghiular echivalent a motorului (rela ia 4.47). For a Fk se detcrmin cu rela ia : (4.62) Fk = X ⋅ V ⋅ Rk + Y ⋅ x k , unde Rk = z k2 + y k2 este for a radial din lag r, corespunz toare treptei k ; zk, yk reac iunile din lag r (tab.4.8) ; xk - for a axial din lag r (tabelul 4.8) ; X coeficientul de transformare a sarcinii locale Rk în sarcin circumferen ial (coeficient radial); Y - coeficientul de transformare a sarcinii axiale în sarcin radial ; V - coeficientul de rota ie (V = 1, pentru rulmen i cu inel exterior fix; V = 1,2, pentru rulmen i cu inel exterior rotitor). Coeficien ii X şi Y se aleg din cataloagele de rulmen i, în func ie de tipul rulmentului şi de înc rcarea lag rului.

TRANSMISIA LONGITUDINAL

5.1. Generalit i Transmisia longitudinal reprezint o unitate func ional independent cu rolul de a transmite prin mişcare de rota ie, f r modificare, fluxul de putere pentru autopropulsare între ansambluri ale transmisiei dispuse la distan , în planuri diferite cu pozi ie relativ de obicei variabil . Deoarece elementele constructive ale transmisiei longitudinale sunt de tip cardanic, transmisia longitudinal este frecvent prezentat şi sub denumirea de transmisie cardanic . In construc ia autoturismelor, transmisia longitudinal se utilizeaz la transmiterea fluxului de putere de la cutia de viteze, sau cutia de distribu ie, la transmisiile pun ilor motoare. In figura 5.1 este prezentat schema transmisiei în cazul unui automobil cu o punte motoare (4x2) amplasat în spate. De la arborele secundar 1 (fig. 5.1) al cutiei de viteze (CV), momentul de torsiune se transmite prin transmisia longitudinal (TL), compus din cuplajul unghiular cardanic C1 (articula ie cardanic ), arborele 2 şi prin cuplajul unghiular cardanic C2, la arborele conduc tor 3 al pun ii motoare (PM). O asemenea transmisie longitudinal se numeşte transmisie bicardanic Deoarece în timpul mişc rii automobilului variaz , ca urmare a deform rii arcurilor suspensiei (S) şi distan a dintre articula iile cardanice C1 şi C2, transmisia longitudinal este prev zut cu cuplajul de compensare axial Ca. In cazul în care arborele cardanic este lung se recurge la situa iile din figura 5.2, când transmisia longitudinal se realizeaz cu doi arbori, 1 şi 2, lega i succesiv prin cuplajele unghiular cardanice C1, C2 şi C3.. In acest caz arborele cardanic 1 este prev zut cu un suport intermediar pi fixat de cadrul automobilului, iar arborele 2 este prev zut cu cuplajul axial Ca. O astfel de transmisie, compus din trei cuplaje unghiular cardanice, se numeşte transmisie tricardanic .

Transmisia longitudinal

Fig. 5.1. Compunerea transmisiei bicardanice pentru automobilul 4x2-clasic

Fig. 5.2. Compunerea transmisiei tricardanice pentru automobilul 4x2-clasic

183

184

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

In figura 5.3 este prezentat schema transmisiei longitudinale utilizat la automobilele organizate dup solu ia 4x4. De la cutia de distribu ie (CD), transmisia longitudinal TL1 asigur leg tura cu puntea din spate (PMS), iar transmisia longitudinal TL2 asigur leg tura cu puntea din fa (PMF).

Fig. 5.3. Compunerea transmisiei pentru automobilul 4x4

Condi iile principale impuse transmisiei longitudinale sunt: s asigure sincronismul mişc rii arborilor cupla i, indiferent de unghiurile dintre axele lor; s asigure compens rile unghiulare şi axiale necesare; s nu ating tura ia critic corespunz toare regimului de rezonan , s aib o durabilitate mare şi un randament cât mai ridicat, construc ia s fie simpl şi economic , montarea şi demontarea s fie uşoare, tehnologia de execu ie s fie simpl , iar între inerea s fie cât mai pu in preten ioas . Clasificarea transmisiilor longitudinale este f cut dup mai multe criterii: -dup legea de transmitere a mişc rii, transmisiile longitudinale pot fi: • asincrone, la care raportul de transmitere este o m rime periodic , având valoarea medie egal cu unu; • sincrone (homocinetice), la care raportul de transmitere este constant şi egal cu unu; -dup modul de construc ie, transmisiile longitudinale pot fi: • deschise; • închise (sunt dispuse într-un tub cardanic sau într-un carter); -dup num rul articula iilor cardanice se disting: transmisii monocardanice, bicardanice, tricardanice etc.

5.2. Cinematica transmisiilor longitudinale 5.2.l. Cinematica transmisiei cardanice a. Cinematica cuplajului unghiular cardanic. Cel mai vechi şi cel mai simplu cuplaj mobil unghiular ce a avut utilizare în domeniul autovehiculelor este cuplajul cardanic. Denumirea de cuplaj cardanic provine de la G. Cardano, primul care a f cut o descriere am nun it a cuplajului. In anul 1898, cuplajul cardanic a

Transmisia longitudinal

185

fost folosit de constructorul de automobile L. Renault în componen a transmisiei longitudinale. Cuplajul unghiular cardanic (articula ia cardanic ) se compune dintr-un element intermediar (cruce, inel, galet etc.) care este montat între dou furci ale c ror plane sunt perpendiculare între ele. Una dintre furci se solidarizeaz cu arborele conduc tor, iar cealalt cu arborele condus. În figura 5.4 este prezentat schema unei articula ii cardanice.

Fig. 5.4. Cinematica cuplajului unghiular cardanic: a-schema structurala a cuplajului; b- schema cinematic

În timpul rotirii arborelui conduc tor 1, bra ul A0 A0` descrie traiectoria 3, dispus într-un plan perpendicular pe arborele l. Bra ul B0 B0` al arborelui condus 2, dispus fa de arborele 1 înclinat cu un unghi α12, descrie traiectoria 4, aflat întrun plan înclinat cu unghiul α12 fa de planul traiectoriei 3. Leg tura între bra ele A0 A0` şi B0 B0` se face prin intermediul unei cruci cu bra e egale şi perpendiculare, numit cruce cardanic . Prin rotirea arborelui 1 cu un unghi ϕ1, (fig.5.3,b), punctul A0 ajunge în ,A deplasându-se pe un arc de cerc, iar punctul B0, în B, arborele 2 rotindu-se cu un unghi ϕ2.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

186

Din triunghiul sferic AB0B, între deplas rile unghiulare ale celor doi arbori exist rela ia : tg ϕ1 = tgϕ2 cosα12, (5.1) unde: α12 este unghiul dintre arborii 1 şi 2; ϕ1 - deplasarea unghiular a arborelui conduc tor ; ϕ2 - deplasarea unghiular a arborelui condus. Din rela ia 5.1 se observ c în cazul deplas rii unghiulare uniforme a arborelui conduc tor 1, arborele 2 va avea deplas ri unghiulare neuniforme. Asincronismul mişc rii furcilor articula iei cardanice poate fi apreciat prin raportul ω de transmitere ic= 1 , unde ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de rota ie ale ω2 arborilor conduc tor 1 şi respectiv condus 2. Considerând unghiul α12 constant prin diferen ierea total a rela iei (5.1) se ob ine între vitezele unghiulare ω1, a furcii conduc toare, şi ω2, a furcii conduse rela ia: d ϕ1 d ϕ2 ⋅ cos α12 = (5.2) 2 cos ϕ1 cos 2 ϕ 2 Prin împ r irea ambelor p r i ale ecua iei cu dt şi tinând seama c d ϕ1 d ϕ2 = ω1 şi = ω2 , din relatia (5.2) se ob ine: dt dt ω dϕ cos2 ϕ1 ⋅ cos α12 (5.3) ic = 1 = 1 = ω2 dϕ 2 cos2 ϕ 2

Eliminând pe cosϕ2 din rela ia (5.3) cu ajutorul rela iei (5.1), se ob ine : ω 1 − cos 2 ϕ1 ⋅ sin 2 α12 ic = 1 = ; (5.4) ω2 cos α12 Din rela ia (5.4), la rotirea p r ii conduc toare se ob in urm toarele valori extreme: ω  -pentru ϕ1=0; π; 2π..., când cos 2 ϕ1 = 1 : ic min =  1  = cos α 12 ≤ 1 ;  ω 2  min ω  1 = ≥1. ic max =  1   ω 2  max cos α12 Drept urmare, raportul de transmitere cinematic al articula iei cardanice

π 3π -pentru ϕ1= , ,... , când cos 2 ϕ1 = 0 : 2 2 variaz între limitele

1 şi cosα12. Aceste limite sunt cu atât mai apropiate cos α12

una de alta şi ambele apropiate de valoarea unu, cu cât unghiul α12 dintre cei doi arbori este mai mic. La o rota ie complet a arborelui conduc tor 1, (ϕ1= 0….2π), raportul de transmitere atinge de dou ori valoarea minim şi de dou ori valoarea maxim ,

Transmisia longitudinal

187

deci arborele condus 2 r mâne de dou ori în urma arborelui conduc tor 1(ω2ω1). Pentru aprecierea asincronismului vitezelor unghiulare ale elementului conduc tor şi condus ale cuplajului unghiular cardanic se utilizeaz în afara raportului de transmitere, coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular maxim, definite prin rela iile: -coeficientul de asincronism: (5.5) U = ic max − ic min = tgα12 ⋅ tgα12 -decalajul unghiular maxim:  1 − cos α12   ( ∆ϕ) max = (ϕ1 − ϕ 2 )max = arctg ± (5.6)  2 ⋅ cos α  12   În figura 5.5 sunt prezentate coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular, în cazul unui cuplaj unghiular cardanic cu unghiul dintre arbori de când arborele 50o, conduc tor se roteşte cu Asincronismul 180o. vitezelor unghiulare ale arborilor condus şi conduc tor ai cuplajului, au drept consecin , prin varia iile rapide ale vitezei unghiulare a arborelui condus chiar şi când Fig. 5.5. Coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular arborele conduc tor se roteşte cu tura ie constant , apari ia în elementele conduse a unor for e de iner ie mari, cu sensul periodic variabil, ceea ce conduce la func ionare zgomotoas şi la sc derea randamentului şi a durabilit ii transmisiei. b.Cinematica transmisiei bicardanice. Transmisia longitudinal se ob ine prin înserierea a dou sau mai multe articula ii cardanice, la care, prin respectarea unor condi ii de aşezare reciproc dintre elemente, se poate ob ine o transmisie homocinetic (sincron ). In cazul transmisiilor longitudinale bicardanice (fig. 5.6), care sunt cele mai r spândite, considerând furcile extreme 1 şi 3 cuprinse într-un plan perpendicular pe planul furcilor arborelui cardanic 2, legile de transmitere conform rela iei (5.1), sunt : tgϕ1=tgϕ2 .cos α12 ; (5.7) tgϕ3=tgϕ2 .cos α23 , (5.8)

188

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

unde ϕ1, ϕ2 şi ϕ3 sunt unghiurile cu care se rotesc arborii 1, 2 şi 3 ; α12 - unghiul de dispunere al arborelui 1 fa de arborele 2 ; α23 - unghiul de dispunere al arborelui 2 fa de arborele 3. Prin eliminarea unghiului ϕ2 din rela iile (5.7) şi (5.8), se ob ine : cos α12 tgϕ3= tgϕ1. (5.9) cos α 23 Fig. 5.6. Transmisii bicardanice Din analiza rela iei a) montaj “Z”; b) montaj “M”. (5.9) rezult c arborele condus 3 are aceeaşi vitez unghiular de rota ie şi se afl în acelaşi regim cu arborele conduc tor 1 (transmisia longitudinal devine sincron ) dac α12=α23. Formele de baz ale transmisiilor longitudinale bicardanice sunt dispunerea în “Z”, (fig. 5.6,a) şi dispunerea în “M”, (fig. 5.6,b). Sincronismul se ob ine dac sunt respectate urm toarele condi ii: • axele furcilor extreme 1 şi 3 s fie coplanare; • furcile arborelui cardanic s fie coplanare; • unghiurile formate de axele furcilor extreme cu axa arborelui cardanic s fie egale (α12=α23). Primele dou condi ii sunt asigurate prin construc ia transmisiei. La montaj, pozi ia relativ dintre elementele demontabile este marcat printr-o linie gravat pe fiecare arbore. Pentru a treia condi ie, dat fiind leg tura prin elementele elastice ale suspensiei dintre puntea motoare şi caroseria automobilului, este dificil s se func ionarea transmisiei va fi men in egalitatea α12=α23, astfel c cvasihomocinetic , decalajul unghiular maxim dintre arborii 1 şi 3 fiind dat de rela ia: ( ∆ϕ) max = (∆ϕ )12 − (∆ϕ )23 , (5.10) unde (∆ϕ)12 şi respectiv (∆ϕ)23 sunt decalajele unghiulare maxime, calculate cu rela ia (5.6), introduse succesiv de cuplajele unghiulare dintre arborii 1-2 şi respectiv 2-3.

5.3. Construc ia transmisiei longitudinale Elementele constructive ale transmisiilor longitudinale sunt: cuplajele unghiulare, arborii cardanici, cuplajele axiale şi supor i (reazeme) intermediari.

Transmisia longitudinal

189

5.3.l. Cuplaje unghiular cardanice (articula ii cardanice) Articula iile cardanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea mişc rii de rota ie între doi arbori concuren i, cu unghiuri între axe, în general, variabile şi al c ror raport de transmitere este egal cu unu. Articula iile cardanice folosite în cadrul transmisiilor longitudinale sunt din punct de vedere constructiv rigide sau elastice. Articula iile cardanice rigide permit transmiterea mişc rii de rota ie între arborii care se intersecteaz datorit leg turii articulate a elementelor componente, iar cele elastice prin deformarea elastic a unor elemente. Articula iile cardanice asincrone rigide pot fi cu lag re cu alunecare sau cu rulmen i. La autoturisme, transmisiile longitudinale sunt prev zute cu articula ii cardanice asincrone rigide de tip deschis, cu rulmen i cu ace. Aceste articula ii au o durat mare de func ionare, dimensiuni constructive reduse şi permit transmiterea unor sarcini mari la tura ii ridicate. Construc ia unei articula ii cardanice rigide cu rulmen i este prezentat în figura 5.7. Ea se compune din furcile 1 şi 3, unite printr-o cruce cardanic 2, fa de care furcile se pot roti cu un unghi oarecare în jurul bol urilor prev zute cu rulmen i cu ace 6.

Fig. 5.7. Construc ia cuplajului unghiular cardanic cu cruce

Pentru legarea în transmisia automobilului, una din furci (1) este prev zut cu o flanş , de care se prinde, prin şuruburi, de arborele secundar al cutiei de viteze (al cutiei de distribu ie), sau de flanşa arborelui conduc tor al transmisiei principale, iar a doua (3) se solidarizeaz la rota ie de arborele cardanic 5. Ungerea articula iei se face prin ung torul 4, de unde unsoarea trece prin canalele practicate în cruce la rulmen i. Alezajele mari din bra ele crucii servesc atât ca rezervoare pentru unsoare, cât şi pentru m rirea elasticit ii acestora. Rulmen ii sunt re inu i contra for elor centrifuge cu ajutorul inelelor de siguran 7 (variant de fixare fig. 5.7, b). La articula iile cardanice f r rulmen i, colivia

190

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

rulmen ilor 6 de mai înainte este înlocuit cu o bucş din material cu bune propriet i antifric iune. În figura 5.8 sunt prezentate posibilit i de etanşare ale lag rului articula iei cardanice. Cea mai simpl solu ie constructiv de etanşare se ob ine prin utilizarea unui inel de pâsl 1 (fig. 5.8, a), dispus în c maşa metalic 2. Prin aplicarea for at a bucşei 3 peste inelul de etanşare 1 se ob ine presarea acestuia de bra ul crucii cardanice.

Fig. 5.8. Solu ii de etanşare

La solu ia din figura 5.8, b, etanşarea este realizat de manşonul de cauciuc 3, fixat în carcasa 4, şi de opritorul de praf 2. Scurgerea lubrifiantului din lag r este împiedicat de partea superioar a manşonului, iar intrarea impurit ilor din exterior, de partea inferioar . Eliminarea surplusului de unsoare la gresarea articula iei se face dup traseul indicat prin s ge i. În figura 5.8, c, etanşarea se face cu manşonul 2 pe suprafa a conic de la baza crucii 1. Datorit suprafe ei conice, nu este necesar opritorul de praf. În figura 5.9 este prezentat construc ia unei articula ii cardanice elastice. Ea se compune din furcile 2 şi 4 cu trei bra e dispuse la 120° unul fa de altul, fixate între ele cu şuruburile 6 de discul elastic 3. Montarea articula iei în transmisia longitudinal se face prin solidarizarea furcii 2 de arborele conduc tor 1 şi prin montarea culisant a furcii 4 pe arborele condus 5, pentru compensarea abaterilor axiale. Prin deformarea elastic a discului 3, articula ia permite abateri unghiulare între axele arborilor cupla i de 3. . .5°. Articula iile cardanice elastice se utilizeaz , în general, pentru compensarea erorilor de montare la cuplarea motorului cu cutia de viteze când cutia de viteze, montat Fig. 5.9. Articula ie cardanic într-un carter independent de blocul elastic motorului, este aşezat pe cadrul automobilului, sau între cutia de viteze şi cutia de distribu ie când cele dou subansamble sunt montate în cartere independente.

Transmisia longitudinal

191

5.3.2. Arbori cardanici (arbori longtudinali) Arborii cardanici fac leg tura între dou cuplaje cardanice sau între articula ie şi unul dintre organele transmisiei, având rolul de a transmite la distan momentul de torsiune al motorului şi, uneori, for e axiale. Arborele cardanic, (fig.5.10), este compus dintr-o parte central de sec iune circular 2, care formeaz arborele propriu-zis, şi piese de leg tur 1, pentru prinderea articula iilor. Partea central a arborelui poate fi tubular sau plin . De regul se folosesc arbori tubulari deoarece, comparativ cu cei cu sec iune plin , la greutate egal , sunt mai rigizi şi permit m rirea tura iei de func ionare. Dac transmisia cardanic nu permite compens ri axiale, arborii cardanici vor avea lungime constant (fig. 5.10) ; în caz contrar, arborii vor avea lungime variabil (fig. 5.11). În acest caz, îmbinarea dintre cap tul arborelui şi butucul furcii se realizeaz prin caneluri, formându-se aşa-numitul cuplaj de compensare axial .

Fig. 5.10. Arbori cardanici cu lungime constant

In figura 5.11,a şi b sunt prezentate variante de arbori cardanici telescopici corespunz toare arborilor din figura 5.10. Arborele telescopic din figura 5.11, c se utilizeaz în cazul transmiterii unor momente de torsiune mari. Atunci când arborele este de lungime mare şi sunt necesare compens ri axiale mari, acesta se execut din dou buc i (o eav şi o bucş canelat ) îmbinate prin sudur (fig. 5.11, d). Deoarece arborii cardanici lucreaz în medii cu impurit i (praf, noroi) cuplajul de compensare axial este protejat cu sistem de etanşare. Dup montarea arborelui longitudinal cu articula iile cardanice, ansamblul se supune unei echilibr ri dinamice, mai întâi la o tura ie joas , între 600 şi 1 000 rot/min, urmat de o verificare la tura ia nominal . Echilibrarea arborelui se realizeaz cu adaosuri de material prin sudarea unor pl cu e pe arbore. In scopul elimin rii necesit ii reechilibr rii transmisiei longitudinale dup demont rile din exploatare, între arbore şi furci se marcheaz la prima echilibrare pozi ia obligatorie de montare. Ca valori admisibile pentru dezechilibrare sunt recomandate pentru autoturisme limitele 50…75 g ·cm .

192

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

5.11. Arbori cardanici cu lungime variabil

Materialele compozite sunt materiale moderne, care posed caracteristici tehnico-func ionale şi economice superioare materialelor clasice, utilizarea lor fiind o necesitate care tinde s devin realitate în special în domeniul construc iilor de automobile. În construc ia de automobile, printre primele elemente la care o elul este înlocuit cu materiale compozite sunt arborii de transmisie longitudinali, deoarece ob inerea transmisiilor de putere din materiale compozite determin : - rezisten a la torsiune dubl în compara ie cu cele ob inute din o eluri uzuale la aceleaşi dimensiuni; - rigiditatea poate s dep şeasc de 2,5 ori pe cea a o elurilor şi aliajelor de aluminiu; - rezisten la oboseal şi la coroziune, capacitate de amortizare intern . Utilizarea materialelor compozite la transmisiile longitudinale determin propriet i de amortizare bune, ce atenueaz astfel vibra iile produse de motor. De asemenea, transmiterea redus a zgomotelor face s poat fi evitat propagarea acestora de la ro i şi punte la caroserie. Greutatea sc zut a arborelui cardanic şi rigiditatea sporit permit func ionarea la tura ii mari. Un model experimental de arbore cardanic a fost proiectat şi executat din r şini armate cu fibre de carbon pentru a înlocui pe cel de o el, al unui Ford Cortina. Arborele ini ial cânt rea 10,2 kg, iar cel din materiale compozite numai 4,5 kg, din care 3,3 kg erau mufele metalice de leg tur de la capete. Înlocuirea cu un material similar şi a articula iei cardanice a redus greutatea cu înc 1,3 kg. În afara reducerii greut ii, materialele compozite reduc şi nivelul de zgomot din habitaclu.

Transmisia longitudinal

193

Costul total al transmisiei longitudinale din materiale compozite este comparabil cu al celui metalic. Chiar dac pre ul materialului compozit este mai mare, capacitatea sa de absorb ie a vibra iilor şi de izolare a zgomotelor elimin necesitatea utiliz rii unor dispozitive şi montaje costisitoare care se folosesc pentru arborii cardanici metalici. In figura 5.12 sunt prezentate solu ii de asamblare a arborilor cardanici din materiale compozite cu piesele metalice de leg tur . În tabelul 5.1 sunt prezentate utiliz ri ale arborilor transmisiei longitudinale din materiale compozite şi principalele caracteristici tehnico-economice ale utiliz rilor. Fig.5.12. Arbori cardanici din materiale compozite

Tabelul 5.1 Arborii transmisiilor longitudinale din materiale compozite Autoturisme Autoturisme Autoutilitare Utiliz ri Caracteristici sport 4x4 tot-teren uşoare Tura ia maxim [rot/min] 8.000 6200 5000 Momentul transmis [Nm] 1800 1600 4000 Lungimea tronsonului 2100 1650 2250 compozit [mm] Natura compozitului R sin epoxi + R sin epoxi + fibre R sin epoxi + fibre fibr carbon sticl şi carbon sticl şi carbon Reducerea de greutate [%] 55% 50% 55%

5.3.3. Supor i intermediari In cazul distan elor mari între pun i, utilizarea arborilor cardanici de lungime mare (peste 1,8...2 m), este nera ional atât din punct de vedere tehnologic cât mai ales din punct de vedere func ional, fiind susceptibili la func ionarea în regim de rezonan la tura ii sc zute. In acest caz arborele cardanic se divizeaz în dou ob inându-se transmisia longitudinal tricardanic cu un suport intermediar. La transmisiile longitudinale ale autoturismelor se sec ioneaz şi din motive de îmbun t ire a indicilor de maniabilitate şi de utilizare optim a spa iului interior. Principalul rol al suportului intermediar este de reazem al arborelui cardanic. Din punct de vedere al cerin elor, suportul intermediar trebuie s permit

194

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

compens ri unghiulare axiale şi radiale ale arborilor; de asemenea, trebuie s amortizeze şi s izoleze vibra iile care iau naştere în transmisia longitudinal . Suporturile intermediare utilizate în transmisia longitudinal a autoturismelor sunt elastice. În figura 5.13 se prezint tipuri constructive de suporturi elastice care se compun în principiu, dintr-un rulment radial cu bile pe un singur rând, montat în carcasa suportului prin intermediul unui element elastic, care prezint propriet i bune de amortizare şi permite compens ri unghiulare.

Fig. 5.13. Tipuri de suporturi intermediare

La solu ia din figur 5.13,a, rulmentul cu bile 1 de tip închis, fixat pe arborele longitudinal 4, este montat presat în carcasa 2, prin intermediul inelului de cauciuc 3. În figura 5.13,b se prezint un suport intermediar având inelul de cauciuc 1 de dimensiuni mai mari şi prev zut cu goluri pentru m rirea elasticit ii. Suporturile intermediare sunt prev zute cu dou discuri protectoare din tabl 5 şi 5’, contra impurit ilor şi apei, întrucât ele se g sesc sub caroseria automobilului.

5.4. Elemente de calculul transmisiei longitudinale Calculul transmisiei longitudinale cuprinde determinarea momentului de calcul şi calculul de rezisten al arborilor şi articula iilor cardanice. a. Determinarea momentului de calcul. Pentru transmisiile longitudinale dispuse dup cutia de viteze, momentul de calcul Mc se determin în func ie de momentul maxim al motorului Mmax şi de raportul de transmitere din prima treapt a cutiei de viteze cu rela ia: Mc=Mmax .icv1 (5.11) În cazul automobilelor 4x4, când distribu ia momentului la arborii secundari ai cutiei de distribu ie nu este cunoscut , momentul de calcul se determin în func ie de aderen a ro ilor motoare cu rela ia :

Transmisia longitudinal

195

Z m ⋅ ϕ ⋅ rd , (5.12) io unde: Zm este reac iunea normal dinamic la puntea motoare; ϕ - coeficientul de aderen (pentru calcule ϕ = 0,7. . .0,8); rd - raza dinamic a ro ii motoare; io raportul de trausmitere al transmisiei principale. b. Calculul arborilor cardanici. Arborele cardanic se predimensioneaz din condi ia de rezisten la solicitarea de torsiune sub ac iunea momentului de calcul determinat mai inainte, urmând ca valoarea final s fie obtinut dup verificarea unghiului de torsiune şi a tura iei critice de func ionare. Predimensionarea arborelui. Eforturile unitare de torsiune se verific , în sec iunile unde modulul de rezisten polar (Wt) este minim, cu rela iile: - pentru arborele cardanic cu sec iune plin : 16 ⋅ M c M Mc ≅ τ= c = , (5.13) 3 Wt 0,2 ⋅ D 3 π⋅D - pentru arborele cardanic cu sec iune tubular : 16 ⋅ D ⋅ M c M τ= c = , (5.14) Wt π ⋅ D4 − d 4 unde D este diametrul exterior al arborelui; d - diametrul interior al arborelui (pentru sec iunea tubular ). Verificarea rigidit ii se face pentru solicitarea de r sucire, unghiul de torsiune (r sucire), exprimat în grade, fiind dat de rela ia : c ⋅ M c ⋅ L 180 θ° = d (5.15) ⋅ G ⋅ Ip π Mc =

(

)

unde cd este un coeficient dinamic (cd = 2...3); Mc - momentul de calcul determinat dc rela ia (5.11) sau (5.12); L - lungimea arborelui cardanic; G - modulul de πD 4 elasticitate transversal; Ip - momentul de iner ie polar al arborelui ( I p = 32 4 4 πD −d pentru arbori cu sec iune plin şi I p = pentru arbori tubulari). 32 Deforma ia de r sucire maxim se admite în limitele θmax = 7. . .8°. Verificarea tura iei critice. În timpul func ion rii transmisiei longitudinale, datorit neuniformit ii materialului în lungul arborelui şi inexactit ii de montaj, în arborii cardanici apar for e centrifuge de valori însemnate. For ele centrifuge astfel generate produc deforma ii de încovoiere, care, prin deformarea elastic a arborelui, sporesc raza for ei centrifuge. Dac frecven a oscila iilor de încovoiere determinate de for a centrifug se suprapune peste frecven a proprie de oscila ie a arborelui, atunci, la rezonan , când teoretic amplitudinea tinde c tre infinit, se poate produce distrugerea transmisiei longitudinale. Verificarea arborelui cardanic la tura ia critic de func ionare (adic determinarea num rului maxim de rota ii pe care arborele îl suport f r s apar

(

)

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

196

fenomenul de rezonan al vibra iilor de încovoiere) apare necesar , deoarece la autoturismele moderne tura ia de func ionare este mai mare. Considerând centrul de greutate al arborelui deplasat fa de axa de rota ie cu m rimea e, în timpul rota iei lui cu viteza unghiular ω, apare for a centrifug Fc, care provoac o încovoiere f a arborelui. În acest caz for a centrifug este : Fc = m ⋅ (e + f ) ⋅ ω 2 , (5.16) unde m este masa arborelui cardanic. For a centrifug dat de rela ia (5.16) este echilibrat de for a elastic Fe a arborelui, dat de rela ia : E⋅I p (5.17) Fe = c ⋅ f ⋅ 3 , L unde c este un coeficient ce depinde de tipul arborelui: pentru arborele cardanic ce se poate deplasa liber în reazem (sprijinit în capete numai pe suprafe ele de 384 ; dac arborele nu se poate deplasa în centrare ale crucilor cardanice), c = 5 reazem, c = 384; E - modulul de elasticitate; Ip- momentul de iner ie polar al arborelui; L - lungimea arborelui. Din condi ia de echilibru, dat de egalitatea rela iilor (5.16) şi (5.17), se ob ine pentru s geata arborelui expresia : m⋅e⋅v2 f = (5.18) E⋅I p 2 c⋅ 3 − m⋅ω L Din rela ia (5.18) se observ c , dac numitorul tinde la zero, s geata f creşte rapid, producându-se ruperea arborelui. Viteza unghiular a arborelui, corespunz toare func ion rii în regim de rezonan , este : c⋅E⋅Ip ω cr = [rad/sec], (5.19) m ⋅ L3 iar tura ia critic : 30 30 c ⋅ E ⋅ I p ⋅ ω cr = ⋅ [rot/min] (5.20) n cr = π π m ⋅ L3 Pentru arborii din o el, considerând E = 2,1·l0 6 daN/cm 2 şi masa specific ρ = 7,8 kg/dm 3 se ob ine : D2 + d 2 (5.21) ⋅ c [rot/min], L2 unde D este diametrul exterior al arborelui ; d - diametrul interior. Dac în rela ia (5.21) se înlocuieşte valoarea lui c, pentru cele dou cazuri considerate, se ob ine : -tura ia critic a arborilor ce se pot deplasa liber în reazem: ncr = 1,225 ⋅ 10 6

Transmisia longitudinal

197

D D2 + d 2 pentru arborii tubulari şi ncr = 1,2 ⋅ 10 7 2 pentru arborii 2 L L cu sec iune plin (d = 0) ; -tura ia critic a arborilor ficşi în reazeme : ncr = 1,2 ⋅ 10 7

D D2 + d 2 pentru arborii tubulari şi ncr = 2 ,75 ⋅ 10 7 2 pentru 2 L L arborii cu sec iune plin (d == 0). ncr La alegerea arborelui cardanic se recomand ca = 1,2...2,0 , unde nmax nmax este tura ia maxim a arborelui cardanic, corespunz toare vitezei maxime de deplasare a automobilului. Limita inferioar se admite în cazul arborilor cardanici echilibra i dinamic foarte precis. c. Calculul articula iei cardanice. Dimensiunile articula iei cardanice sunt determinate de lungimea şi de diametrele fusurilor crucii cardanice. Schema de calcul a crucii cardanice este prezentat în figura 5.14. Crucea cardanic se calculeaz la încovoiere, forfecare şi strivire sub ac iunea for ei F. For a F care ac ioneaz asupra fiec rui bra al crucii este dat de rela ia : M F= c , (5.22) 2⋅R unde Mc este momentul de calcul al transmisiei longitudinale dat de rela ia (5.11) sau (5.12); R - raza medie la care ac ioneaz for a F. Efortul unitar de încovoiere în sec iunea A-A se calculeaz cu rela ia: L  F ⋅  h1 −  M 2  σi = i = (5.23) 3 Wi 0 ,1 ⋅ d 1 Efortul unitar de forfecare în sec iunea A-A este : 4 ⋅ F' τf = , (5.24) π ⋅ d 12 unde: Mc (5.25) F' = h  2⋅R −  2  Fig. 5.14. Schema de calcul a crucii cardanice Efortul unitar de strivire este : ncr = 2,75 ⋅ 10 7

σ str =

F d ⋅L

(5.26)

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

198

Furca articula iei cardanice se calculeaz la încovoiere şi torsiune în sec iunea N-N dup schema din figura 5.15. Momentul încovoietor în sec iunea N-N este : (5.26) Mi=F.c, unde F este for a ce solicit bra ul furcii la încovoiere şi este dat de rela ia (5.22). Efortul unitar de încovoiere în sec iunea N-N este : M F ⋅c σi = i = , (5.26) Wi Wi unde Wi este modulul de rezisten la încovoiere; b ⋅ h2 - pentru sec iune dreptunghiular ; ( Wi = Fig. 5.15. Schema de calcul a 6 furcii cardanice b ⋅ h2 Wi = - pentru sec iunea eliptic ). 10 Torsiunea bra ului furcii se produce sub ac iunea momentului de torsiune Mt = F ⋅a (5.27) Efortul efectiv unitar de torsiune, în sec iunea N-N, se determin cu rela ia : M F ⋅a τ= t = (5.28) Wt Wt Modulul de rezisten la torsiune pentru sec iune dreptunghiular se calculeaz cu rela ia : Wt = α ⋅ b 2 ⋅ h , unde α este un coeficient care depinde de h al sec iunii (tabelul 5.2) raportul b Tabelul 5.2 Valorile coeficientului h/b α

1 0,208

1,2 0,231

1,5 0,239

1,75 0,239

2 0,246

în func ie de raportul 2,5 0,258

3 0,282

4 0,291

h b

5 0,291

6 0,299

8 10 0,307 0,312

Pentru sec iunea eliptic , modulul de rezisten la torsiune se calculeaz cu rela ia: Wt =

π 2 b h ≈ o,2 ⋅ b 2 h 16

(5.29)

MECANISMELE DE PUTERE ALE PUN II MOTOARE

6.1. Generalit i Ro ile automobilului, în func ie de natura, sensul şi m rimea for elor şi momentelor care ac ioneaz asupra lor, pot fi: -ro i motoare (antrenate): sunt ro ile care ruleaz sub ac iunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului; -ro i libere (conduse): sunt ro ile care ruleaz sub ac iunea unei for e de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitat asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului; -ro i frânate: sunt ro ile care ruleaz sub ac iunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale ro ilor (frânare activ ), sau de c tre grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor). Pentru autoturisme, prev zute cu dou pun i, organizarea trac iunii se poate realiza dup solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifr indicând num rul ro ilor, iar cea de-a doua, pe cel al ro ilor motoare. Pentru organizarea trac iunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispus în fa sau în spate, iar pentru tipul 4x4 ambele pun i sunt cu ro i motoare. Pun ile motoare, fa de cele nemotoare, asigur transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, func ie de modul de organizare a trac iunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinal , la ro ile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufer o serie de adapt ri şi anume: -adaptare geometric determinat de pozi ia relativ dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc ro ile motoare; -adaptare cinematic determinat de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului; -divizarea fluxului de putere primit în dou ramuri, câte unul transmis fiec rei din ro ile motoare ale pun ii.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

200

Pentru a-şi îndeplinii func iile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principal (sau angrenajul principal), diferen ialul şi transmisiile la ro ile motoare. In procesul autopropuls rii, din interac iunea ro ilor motoare cu calea, iau naştere for e şi momente de reac iune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste for e şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea for elor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor dup direc ii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al pun ii, numit mecanismul de ghidare a ro ilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul pun ii, cinematica ro ii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel pun i rigide, pun ile la care prin oscila ia unei ro i fa de caroserie pozi ia relativ dintre ro i r mâne nemodificat (pun i cu oscila ia dependent a ro ilor), şi pun i articulate, pun ile la care oscila ia unei ro i fa de caroserie determin modificarea pozi iei relative dintre ro ile pun ii (pun i cu ro i independente). Leg tura în punte dintre mecanismele fluxului de putere şi mecanismul de ghidare se face prin butucul ro ii.

6.2.Transmisia principal Transmisia principal cuprinde toate mecanismele din punte care realizeaz o demultiplicare a tura ei motorului. Rolul transmisiei principale este de a m ri momentul motor primit de la transmisia longitudinal sau de la arborele primar al cutiei de viteze şi de a-l transmite, prin intermediul diferen ialului şi arborilor planetari, la ro ile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 fa de axa longitudinal a automobilului. Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regul constant, numit raportul de transmitere al pun ii motoare (notat io), reprezint adaptarea cinematic necesar impus de conlucrarea motor-transmisie. Pentru a realiza aceast func ie, prin construc ie transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesar a raportului de transmitere este cuprins în intervalul de valori 3...5, transmisia principal este constituit dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple. Adaptarea geometric a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direc ionarea lui de la axa în jurul c reia se roteşte arborele cotit al motorului la axa transversal a automobilului, în jurul c reia se rotesc ro ile motoare. Aceast func ie se realizeaz în transmisia principal prin tipul angrenajului utilizat şi anume angrenaje cu axe ortogonale în cazul dispunerii longitudinale a motorului şi angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversal a motorului.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

201

6.2.1. ConstrucYia transmisiei principale La automobilele la care motorul este dispus longitudinal, pentru constructia transmisiei principale se utilizeaz angrenaje de tipul cu ro i din ate conice sau hipoide, iar la automobilele cu motorul dispus transversal, angrenaje cu ro i din ate cilindrice. In figura 6.1 este reprezentat schema cinematic de organizare a unei transmisii principale simple cu ro i din ate conice. Elementul conduc tor al angrenajului este pinionul de atac 2, iar elementul condus este roata dintat 3, cu care se afl permanent în angrenare. Fluxul de putere este primit de pinion prin arborele 1 şi flanşa 9 de la transmisia longitudinal în cazul organiz rii clasice a transmisiei, sau direct de la arborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, în celelalte moduri de organizare a transmisiei. Roata condus 3, numit şi coroana diferen ialului, este solidarizat prin şuruburile 6 de carcasa diferen ialului 7, c ruia îi transmite fluxul de putere, de unde, divizat acesta este transmis mai departe prin arborii 8 spre ro ile motoare. Intreg ansamblul este montat, prin lag re cu rulmen i în carterul 4, numit carterul pun ii motoare. In afara realiz rii condi iilor de adaptare cinematic şi geometric a Fig. 6.1.Organizarea cinematic a transmisiei principale simple cu roti fluxului de putere, pentru asigurarea din ate conice cali ilor func ionale, în transmisia principal se prev d o serie de solu ii constructive privind tipul danturii, rigiditatea construc iei, compensarea uzurilor şi pozi ionarea relativ a ro ilor. Dintre tipurile de danturi ale ro ilor conice, generalizare au primit-o angrenajele conice cu dantur curb . Dantura curb , fa de celelalte tipuri de danturi, asigur : -la rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarit de pân la de dou ori mai mici (num rul minim de din i ai pinionului poate fi redus la 7…9, fa de minimum 13 cât este la celelalte dou tipuri); -creşterea gradului de acoperire, ceea ce se traduce în func ionare mai liniştit şi durabilitate sporit ;

202

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

-diminuarea sensibilit ii la deplas ri relative ale ro ilor, ca urmare a deforma iilor elastice ale ansamblului în timpul func ionarii, prin posibilitatea elimin ri concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple; Dintre transmisiile principale cu dantur curb , cea mai larg r spândire o au cele cu dantur în arc de cerc, cunoscut sub numele de dantur Gleason, aceasta bucurându-se şi de avantajul prelucr rii danturii pe maşini-unelte de mare precizie. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantur în arc de cerc îl constituie prezen a unor eforturi axiale mari, care îşi schimb sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Având în vedere c aceast situa ie este de scurt durat , atât sensul cât şi valoarea for elor axiale sunt acceptabile. Angrenajele conice sunt foarte sensibile în ceea ce priveşte condi iile de montaj, în sensul asigur rii angren rii corecte. In cazul când vârfurile conurilor celor dou ro i nu coincid, diferen a fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentr ri de for e pe muchiile din ilor, cresc brusc tensiunile de contact şi solicit rile de încovoiere, cresc zgomotul, înc lzirea , uzura acestora şi se m reşte considerabil probabilitatea distrugerii angrenajului. Chiar şi în cazul unei fabrica ii şi montaj corecte, calitatea angren rii poate fi compromis ca urmare a deform rii pieselor transmisiei şi uz rii rulmen ilor. Pentru elementele angrenajului conic, valorile deforma iilor admise sunt date în figura 6.2. Asigurarea rigidit ii necesare este determinat de modul de montare în carterul pun ii a pinionului de atac, de tipul rulmen ilor utiliza i şi de unele m suri constructive. Pentru pinionului de atac se utilizeaz dou solu ii de rezemare şi anume între reazeme şi în consol . Cu toate c , în cazul utiliz rii unui montaj între reazeme, rigiditatea transmisiei principale creşte de peste 30 de ori decât la montajul în consol la autoturisme, determinat de construc ia carterului pun ii motoare, se utilizeaz rezemarea în consol . In figura 6.3 sunt prezentate solu ii de montare a Fig.6.2. Deforma ii admise pinionului de atac. Pentru a se micşora angrenajului conic deforma iile axiale, se utilizeaz rulmen i cu role conice cu unghi cât mai mare de deschidere a conului. Pentru m rirea lungimii efective a lag rului şi pentru sporirea rigidit ii radiale a pionului, rulmen i se monteaz în ”0” (fig.6.3,a). In acelaşi scop sunt indica i rulmen ii radiali cu dou rânduri de bile, sau rulmen i radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radial (fig.6.3, b). In toate cazurile, deforma iile axiale pot fi reduse printr-o strângere preliminar pe direc ia axial a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Aceast strângere conduce la anularea jocurilor axiale din lag re şi la apari ia unor deforma ii elastice ale rulmen ilor. Valoarea strângerii ini iale se accept în limitele 0,005…0,07 mm şi se apreciaz prin m rirea momentului necesar înşurub rii

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

203

piuli elor de reglare (1,5…2,0 Nm la pinionul montat în consol ). Valoarea definitiv a prestrângerii se stabileşte în urma încerc rilor experimentale pe prototipuri. Odat cu creşterea prestrângerii se micşoreaz posibilitatea de perturbare a angren rii ro ilor conice şi se îmbun t esc condi iile de func ionare a rulmen ilor, deoarece se asigur o distribu ie mai uniform a sarcinilor pe bile sau role şi se reduc solicit rile dinamice provocate de schimbarea m rimii şi sensului for elor din angrenajul conic. M rirea strângerii peste o valoare optim , recomandat de constructor, conduce la o sporire a uzurii lag relor.

a)

b)

Fig.6.3. Solu ii de montare a pinionului de atac

Pentru realizarea prestrângerii (fig.6.3,a) se utilizeaz piuli ele 1 (cu sisteme de asigurare a pozi iei) de pe arborii pinioanelor de atac. Şaibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmen ilor servesc la reglarea jocului acestora. La construc iile recente de autoturisme s-a renun at la solu ia de mai înainte, înlocuindu-se şaibele de reglaj cu o bucş deformabil montat între cei doi rulmen i, sau între rulmentul dinspre flanşa pinionului şi un um r al acestuia. In figura 6.4 sunt prezentate solu iile de pretensionare cu bucş elastic (1), utilizate de câteva firme constructoare de autoturisme de teren.

a)

b)

Fig.6.4. Solu ii de pretensionare a lag relor pinionului de atac: a-- Lada Niva; b-Suzuki Vitara; c-Ford, Mercedes, ARO

c)

204

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Avantajul acestei solu ii const în aceea c pretensionarea rulmen ilor se asigur de la primul montaj, f când posibil automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea ini ial este men inut constant timp îndelungat. Montarea coroanei din ate a angrenajului conic în carterul pun ii, prin intermediul carcasei diferen ialului, se face în cele mai frecvente cazuri prin rulmen i cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmen ii sunt monta i în “X” (fig. 6.5). Asigurarea unui montaj bun şi a unei func ion ri corecte a angrenajului conic se ob in prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele ro i sunt prev zute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La solu ia din figura 6.3,a rulmen ii Fig. 6.5. Montarea coroanei din ate sunt monta i în carterul transmisiei a transmisiei principale. principale prin intermediul carcasei 3, fixat cu şuruburile 4. Intre flanşa carcasei 3 şi carterul transmisiei principale se dispune, dup nevoie, un num r de şaibe calibrate 5 pentru reglarea pozi iei axiale a pinionului. La solu ia din figura 6.3,b, pozi ionarea axial a pinionului se face prin deplasarea manşonului 6 cu ajutorul şurubului 7. Pozi ionarea axial a coroanei din figura 6.4 se face prin deşurubarea, în func ie de sensul deplas rii, a uneia dintre piuli ele 1 sau 2 şi înşurubarea celeilalte. Angrenarea corect se verific frecvent prin metoda petei de contact dintre flancurile din ilor în angrenare. Pentru aceasta din ii pinionului de atac se acoper cu un strat sub ire de vopsea, apoi se învârteşte transmisia principal în ambele sensuri. In func ie de m rimea şi pozi ia petei l sate pe din ii coroanei se apreciaz calitatea angren rii. In tabelul 6.1 sunt date principalele pozi ii ale petei de contact şi modul de înl turare a defec iunii. Angrenarea se consider corect dac pata l sata pe coroan este de minimum 60% din lungimea dintelui şi spre vârful conului. Dup verificarea calit ii angren rii, se m soar jocul lateral dintre din i, care nu trebuie s dep şeasc anumite limite, date în func ie de modulul danturii (tabelul 6.2). Determinarea m rimii jocului se poate face prin m surarea grosimii unei pl cu e de plumb dup ce în prealabil a fost introdus între danturile ro ilor aflate în angrenare. In vederea realiz rii unei înalte portan e şi a func ion rii silen ioase, la angrenajele conice, se aplic finisarea prin procedeul lepuirii. Lepuirea const dintr-un rodaj cu un amestec de ulei cu carbur de siliciu sau corindon, în anumite condi ii de mişcare relativ a ro ilor. Ideea de baz la asigurarea mişc rilor pe maşinile de lepuit este de a men ine şi îmbun t i contactul localizat la danturare, ceea ce înseamn c în timpul procesului de lepuire contactul se deplaseaz pe tot flancul, asigurând o superfinisare uniform pe toat lungimea din ilor. Lepuirea

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

205

corecteaz calitatea suprafe elor conjugate ale din ilor şi, corespunz tor unei îndep rt ri reduse de material, pata de contact a angrenajului. Tabelul 6.1 Verificarea angren rii ro ilor din ate conice prin determinarea suprafe ei de contact cu ajutorul vopselei Pozi ia petei de contact pe roata condus Metoda de înl turare a defec iunii

Mers înainte

Mers înapoi

Angrenare corect a ro ilor din ate

Pata de vopsea la mijlocul în l imii dintelui, deplasat spre vârful conului Se apropie coroana de pinion. Dac prin aceasta se ob ine un joc lateral intre din i prea mic, se îndep rteaz pinionul Pata de vopsea spre baza conului Se îndep rteaz coroana de pinion. Dac prin aceasta se ob ine un joc lateral intre din i prea mare, se apropie pinionul Pata de vopsea spre vârful conului Se apropie pinionul de coroan . Dac prin aceasta se ob ine un joc lateral intre din i prea mic, se îndep rteaz coroana Pata de vopsea la vârful dintelui Se îndep rteaz pinionul de coroan Dac prin aceasta se ob ine un joc lateral Intre din i prea mare, se apropie coroana Pata de vopsea la baza dintelui

Sensul deplas rii coroanei şi pinionului

206

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Tabelul 6.2 Jocul între flancurile dinYilor în cazul angrenajelor conice Modulul [mm] 4 6 9 12 25 Jocul între flancurile din ilor în planul 0,1…0,15 0,15…0,20 0,20…0,30 0,30…0,40 0,50…0,75 normal, [mm]

In figura 6.6 este prezentat construc ia a dou transmisii principale simple cu angrenaje de ro i din ate conice. Construc ia din figura 6.6,a, pentru un autoturism cu punte rigid , are pinionul de atac 1 montat în consol prin rulmen ii 2 direct în carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului şi pozi ionarea axial a acestuia fa de coroana 16 se realizeaz prin şaibele 8, piesele fiind strânse de piuli a 5 prin flanşa 6. Prin flanşa 6, transmisia principal primeşte fluxul de putere al motorului de la transmisia longitudinal . Etanşarea lag rului este asigurat de deflectoarele 7 şi 9 şi de inelul 4. Coroana din at 16 se fixeaz prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferen ialului. Ansamblul de rulmen i 11 este fixat de carter prin intermediul semilag relor 13. Reglarea coroanei se face cu ajutorul piuli elor 10, asigurate în pozi ia reglat de siguran ele basculante 12. Construc ia din figura 6.6,b, asem n toare construc iei de mai înainte, este destinat unui autoturism cu punte cu ro i independente, când transmisia principal împreun cu diferen ialul sunt dispuse pe masa suspendat a automobilului. Din categoria angrenajelor conice cu dantur curb fac parte şi angrenajele hipoide (angrenajele hipoide cu axe geometrice încrucişate, dispuse în planuri diferite). In raport cu alte tipuri de angrenaje, angrenajele hipoide prezint o serie de avantaje: - au capacitate mare de transmitere a efortului, datorit atât formei din ilor, cât şi configura iei geometrice a ansamblului, care permite construc ia unor lag re rigide; - metodele de prelucrare existente permit ob inerea unui contact liniar între din i, respectiv posibilitatea controlului lungimii petei de contact, ceea ce aduce un plus de creştere a capacit ii portante; - datorit alunec rii între din i (în lungul dintelui), angrenajele hipoide func ioneaz mai liniştit decât angrenajele conice cu din i curbi; - tehnologia de execu ie a ro ilor hipoide este, în principiu, aceeaşi ca cea a ro ilor conice cu dantur curb , prelucrarea f când-se pe aceleaşi utilaje. La folosirea angrenajelor hipoide trebuie s se in seama de faptul c prezen a alunec rii între din i, mult mai mare ca la angrenajele conice, creeaz tendin a spre o uzur mai pronun at de abraziune, decât la oboseal . Pentru aceasta sunt necesare m suri suplimentare legate de calitatea suprafe elor din ilor, care în acest caz trebuie s aib duritate mai mare, iar pentru ungere s se utilizeze uleiuri corespunz toare unor presiuni de contact mari şi viteze de alunecare sporite. La angrenajele hipoide, figura 6.7, axa pinionului se poate g si sub axa coroanei –deplasarea axei pinionului fiind în sensul spirei coroanei (deplasare hipoid pozitiv , (fig.6.7,a), sau deasupra axei pinionului – deplasarea axei

b)

Fig.6.6.Tipuri constructive de transmisii principale cu angrenaje de ro i din ate conice

a)

Mecanismele de putere ale punYii motoare

207

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

208

pinionului fiind în contrasensul spirei coroanei (deplasare hipoid negativ fig.6.7,c). In figura 6.7, b este prezentat angrenajul conic echivalent.

a)

b)

c)

Fig.6.7. Angrenaje hipoide: a-deplasare hipoid pozitiv ; b-angrenaj conic echivalent; c-deplasare hipoid negativ

In leg tur cu pozi ia reciproc pinion-coroan se precizeaz c la deplasarea hipoid pozitiv (+E), pasul frontal al pinionului va fi mai mare decât pasul frontal al coroanei, iar la deplasarea hipoid negativ (-E), pasul va fi mai mic. Corespunz tor acestor dou situa ii, diametrul pinionului va rezulta mai mare sau mai mic decât al pinionului conic de referin (echivalent). Din motive de creştere a capacit ii portante a angrenajului pentru automobile, angrenajul hipoid se foloseşte în toate cazurile în forma în care deplasarea aduce o m rire a diametrului pinionului. Construc ia unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentat în figura 6.8.

Fig.6.8. Construc ia transmisiei principale cu angrenaj hipoid

La automobilele organizate dup solu ia “totul spate”, sau “totul fa ”, cu motorul dispus longitudinal, transmisia principal şi cutia de viteze sunt organizate într-un carter comun (fig. 6.9), cu dispunerea transmisiei principale şi a

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

209

diferen ialului între carterul ambreiajului şi cutia de viteze. La transmisia principal , compus din pinionul 2 şi coroana 3 a diferen ialului, pinionul de atac 2, având dimensiuni constructive apropiate de cele ale arborelui secundar 1 al cutiei de viteze, se execut corp comun cu acesta, în cap tul arborelui.

Fig.6.9. Construc ia transmisiei principale la autoturismele de tipul “totul fa a” cu dispunerea longitudinal a motorului

Când motorul este dispus transversal, transmisia principal este organizat sub forma unui angrenaj de ro i cilindrice 1 şi 2 cu axe fixe (fig.6.10). Pentru sporirea rigidit ii arborilor cutiei de viteze şi pentru deplasarea carterului pun ii motoare spre axa longitudinal a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se execut corp comun cu arborele secundar, în cap tul din consol al arborelui secundar. Coroana cilindric 2 a diferen ialului, împreun cu diferen ialul, sunt dispuse în carterul pun ii, plasat în zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determin for e axiale mult mai mici fa de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lag rele diferen ialului, se utilizeaz de regul Fig.6.10. Construc ia transmisiei principale rulmen i radiali axiali cu bile. pentru dispunerea transversal a motorului

210

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru desc rcarea rulmen ilor arborelui secundar de for ele axiale din angrenajele cu din i înclina i ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adopt pentru sensul înclin rii din ilor pinionului acelaşi sens ca pentru ro ile din ate din cutia de viteze.

6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare şi verificare a angrenajelor de ro i din ate, de dimensionare şi verificare a arborilor şi a rulmen ilor. a. Determinarea momentului de calcul. Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se consider momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin rela ia rela ia: (6.1) M c = M M ⋅ icv1 ⋅ η` , în care: icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treapt ; η' este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat. Pentru automobile cu mai mult de o punte motoare, când distribu ia momentului motor nu este precizat , momentul de calcul se determin prin reducerea la transmisia principal a momentului capabil la ro i prin aderen cu ajutorul rela iei: Z ⋅ ϕ max ⋅ rd Mc = , (6.2) i0 ⋅ η`` unde: Z este reac iunea dinamic normal la puntea calculat ; ϕmax =0,7…0,8coeficientul de aderen ; rd- raza dinamic a ro ii motoare; i0-raportul de transmitere al transmisiei principale; η'' - randamentul transmisiei de la ro ile motoare la angrenajul transmisiei principale calculate. b. Indica ii privind calculul de rezisten şi dimensionare al angrenajelor de ro i din ate conice. Varia ia în l imii din ilor ro ilor din ate conice determin o rigiditate variabil în lungul din ilor şi, de aici, o distribu ie neuniform a sarcinii. Experien a a confirmat c în calculele de rezisten se ob in rezultate satisf c toare dac se consider rezisten a ro ii conice egal cu rezisten a unei ro i cilindrice având urm toarele caracteristici: diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al ro ii conice în sec iunea medie a dintelui; modulul corespunz tor modulului ro ii conice în aceeaşi sec iune; profilul din ilor corespunz tor profilului din ilor ro ii echivalente. Roata echivalent se ob ine prin desf şurarea conului mediu pe un plan. Num rul de din i al ro ilor echivalente ale angrenajului conic se determin cu rela iile; z1 z2 ; (6.3) z ech1 = z ech 2 = 3 cos δ 2 ⋅ cos 3 β m cos δ1 ⋅ cos β m

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

211

în care: z1este num rul de din i ai pinionului de atac; z2- num rul de din i ai coroanei; δ1 şi δ2 –unghiul conului de divizare al pinionului, respectiv al coroanei (tab. 6.3); βm-unghiul mediu de înclinare al din ilor. Ro ile de înlocuire fiind elemente imaginare de calcul, se lucreaz pentru numerele de din i ai ro ilor echivalente cu numerele frac ionare rezultate din calcul. Pe baza acestor considerente, prin analogie cu rela iile de calcul stabilite pentru ro ile din ate cilindrice (v. cap.4-cutii de viteze), se poate efectua calculul de dimensionare şi verificare la uzur al ro ilor din ate conice. La angrenajele conice se standardizeaz modulul frontal (mf), între modulul frontal şi modulul normal mediu determinat din asimilarea angrenajului conic cu unul cilindric existând rela ia : m b ⋅ sin δ1 m f = nmed + , (6.4) cos β m z1 în care b este l imea de lucru a danturii. Pentru l imea de lucru a danturii se recomand b=(6…8).mmed. Parametrii geometrici pentru Fig.6.11. Parametrii geometrici ai angrenajele conice cu din i drep i sau angrenajelor de ro i din ate conice cu curbi, utilizând nota iile din figura dinti drep i sau curbi 6.11, sunt prezenta i în tabelul 6.4. Determinarea dimensiunilor conform acestui tabel presupune cunoaşterea unor date ini iale stabilite din condi ii cinematice şi constructive, dup cum urmeaz : -num rul de din i al pinionului şi al coroanei z1 şi z2; -modulul frontal la diametrul mare mf; -unghiul de înclinare al spirei dintelui pe cercul mediu βm; -unghiul de angrenare în sectiune normal αn. c. Indica ii privind calculul de rezisten şi dimensionare al angrenajelor hipoide. La angrenajele hipoide, pentru aceeaşi valoare a razei medii de divizare a coroanei, exist un num r mare de variante ale angrenajului hipoid. Proiectantul trebuie s determine grupul de angrenaje care satisfac condi ia constructiv (z1, z2, Dd2 şi E), iar în final s aleag acel angrenaj la care raza de curbur a din ilor corespunde posibilit ilor de reglaj ale unui cap portcu ite existent la maşina de danturat şi unei valori a unghiului ∆α (unghiul dintre axa cinematic şi axa geometric a danturii), corespunz toare sculelor existente sau posibil de realizat, bineîn eles cu respectarea unghiurilor medii de înclinare βmed1 şi βmed2, spre a men ine for ele ce ac ioneaz în lag re în jurul valorilor for elor axiale din lag rele arborelui secundar datorate angrenajelor de ro i din ate ce formeaz treptele cutiei de viteze. In aceste condi ii dimensionarea ro ilor componente solicit un volum mare de calcule, datorit necesit ii de a se calcula prin taton ri un num r mare de angrenaje, din care se alege unul corespunz tor.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

212

Tabelul 6.3 Calculul parametrilor angrenajelor conice cu din i drep i şi curbi Denumirea Nota ii şi rela ii de calcul parametrului Roata conduc toare (pinion) Roata condus (coroan ) Num rul de din i z1( se adopt z1min ≥ 5) z2=z1 .i 0 Unghiul de angrenare în sec iune α=20 normal L imea danturii b Unghiul de înclinare al dintelui βm-pentru ro ile cu din i drep i şi “zerol”βm=0 în sec iunea medie a danturii pentru celelalte β =35…40 o m

Coeficientul în l imii capului de referin normal şi frontal Coeficientul jocului de referin la fund, normal şi frontal Unghiul conului de divizare Num rul de din i al ro ii echivalente Deplasarea specific în sec iune frontal Lungimea generatoarei conului de divizare Adâncimea de lucru a a din ilor Jocul la fund În l imea dintelui În l imea capului În l imea piciorului Diametrul de divizare Unghiul piciorului dintelui Unghiul conului exterior Unghiul conului interior Diametrul de vârf Distan a de la vârful conului pân la dantur Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

fon=1 (STAS 6844-80); fof= foncosβ ωon=0,2 (STAS 6844-80); ωof= ωoncosβ δ1 = arctg

zech1 =

δ 2 = 90o − δ1

z1 z2

z1 cos δ1 ⋅ cos 3 β m

zech 2 =

z2 cos δ 2 ⋅ cos 3 β m

ξf1=ξf2 L=

m f z1

m f z2

= 0,5m f z1 i 2 + 1 2 sin δ 2 he=2fof mf c=ωof .mf h1=h2=h=he+c a2=he-a1 a1=mf(fof+ξf) b1=h-a1 b2=h-a2 Dd1=z1mf Dd2=z2mf b b γ1 = arctg 1 γ 2 = arctg 2 L L δe1=δ1+γ2 δe2=δ2+γ1 δi1=δ1-γ2 δi2=δ2-γ2 De1=Dd1+2a1cosδ1 De2=Dd2+2a2cosδ2 Dd 2 D H2 = − a21 sin δ 2 H1 = d 1 − a1 sin δ1 2 tgδ 21 2tgδ1 2 sin δ1

=

π  tgα n S1 = m f  + 2ξ f + τ  f cos β m 2 

S2=πmf-S1

Pentru aceasta, calculul se desf şoar iterativ, dup metode specifice dezvoltate în organe de maşini. In aceste condi ii, pentru predimensionarea transmisiilor principale simple cu angrenaje hipoide se prezint o metod simplificat de calcul, în care calculul de rezisten al danturi hipoide se poate face dup indica iile de la angrenajele conice.

Fig. 6.12. Parametrii geometrici ai angrenajelor hipoide

Mecanismele de putere ale punYii motoare

213

214

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Deplasarea hipoid E se determin în func ie de diametrul de divizare exterior al coroanei (ro ii conduse a angrenajului) cu rela ia: E ≤ 0,25.Dd2 (6.5) Dac Mc este momentul de calcul exprimat în Nm, diametrul de divizare Dd2 se apreciaz orientativ cu rela ia: Dd 2 = ( 0 ,27 − 0 ,31 ) ⋅ 3 M c (6.6) L imea B a coroanei se determin cu rela ia: 1 B = (0 ,125...0,166) ⋅ De 2 ≤ G 2 (6.7) 3 în care G2 este lungimea maxim a generatoarei conului de divizare al ro ii conduse. Valorile inferioare se aleg pentru coroane cu diametre mari, iar cele superioare pentru coroane cu diametre mici. La angrenajele hipoide, în afara calculului indicat mai înainte, se face verificarea la înc rcarea specific pe 1 cm de l ime a coroanei cu rela ia: 2⋅M c K= (6.8) b ⋅ D2 Dac Mc s-a calculat cu rela ia (6.1), înc rcarea specific admisibil nu trebuie s dep şeasc 1150 MPa iar dac Mc s-a calculat cu rela ia (6.2), înc rcarea specific admisibil are valorile de 600-750 MPa. Parametrii geometrici pentru angrenajele hipoide, utilizând nota iile din figura 6.12, sunt prezenta i în tabelul 6.4. Tabelul 6.4 Calculul parametrilor geometrici ai angrenajelor hipoide cu din i în arc de cerc şi cu în l ime variabil Denumirea parametrului Nota ii Rela ii de calcul Num rul de din i ai pinionului (z1) fa2 6 0,110 fa2 Coeficientul în l imii capului 7 0,113 dintelui ro ii conduse 8 0,150 9…20 0,170 Modulul normal mediu mnmed D med1 D med 2 m nmed = ⋅ cos β m1 = ⋅ cos β m1 z1 z2 Jocul radial j j=0,125hl+0,1 hl- în l imea de lucru a dintelui În l imea total a dintelui h h=hl+j În l imea piciorului b b1=a2+j b2=fa2mnmd În l imea capului a a1=hl-b=(1,9-fa2)mnmed a2=(2,137-fa2 )mnmed

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

215

Denumirea parametrului

Nota ii

Unghiul capului dintelui, [rad]

γe2

Tabelul 6.4 (continuare) Rela ii de calcul 2f -pentru z1 ≥ 9 γ e 2 = a 2 sin δ 2 cos β m 2 z2 -pentru z1 ≤ 8

Unghiul piciorului dintelui, [rad]

γi2

Unghiul conului de divizare al pinionului Unghiul dintre proiec ia normalei şi axa coroanei

δ1

Valoarea aproximativ a unghiului dintre proiec ia normalei şi axa coroanei Unghiul dintre proiec ia normalei şi axa pinionului Lungimea medie a generatoarei conului de divizare

ϕ'

ϕ

Diferen a dintre unghiurile spiralei coroanei şi pinionului

µ

Unghiul dintelui pinionului

βmed2

Unghiul conului de divizare

δ2

Unghiul dintelui coroanei

βmed2

1,6 f a 2 sin δ 2 cos β m 2 z2

2b2 sin δ 2 cos β m 2 z2 1,6b2 -pentru z1 ≤ 8 sin δ 2 cos β m 2 γi2 = z2 sin δ1=cos δ2 cos ε

-pentru z1 ≥ 9

γi2 =

tgϕ =

E Rmed 2 + Rmed1 cos ϕ

tgϕ' =

E Rmed 2tgδ 2 + Rmed1

sin ε=tg ϕ tg δ2

ε Gmed

γ e2 =

Gmed1 =

Rmed1 sin δ1

Gmed 2 =

Rmed 2 sin δ 2

cos µ=tgδ1 tg δ2 1 k tgβ med1 = sin µ 6 E z1 ⋅ K δ dc –diametrul capului ctgδ 2 = d c z2 portcu ite K−

tgβ med 2 =

cos µ − sin µ

1 k

G2=Gmed2+B/2

Lungimea maxim a generatoarei conului de divizare Lungimea minim a generatoarei conului de divizare

G2 Gm2

Diametrul exterior al pinionului

De1

Gm2=Gmed2 – B/2

Diametrul coroanei

De2

B   De1 = 2 Rmed1 + 1 sin δ1 + a1 cos δ1  2   De 2 = 2(G2 sin δ 2 + b2 cos δ 2 )

Distan a de la planul mediu al ro ii conduse la axa pinionului Distan a de la planul mediu al pinionului la axa coroanei

I2

I2=Rmed1cos ϕ

I1

I1= Rmed1cos ε

216

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

d. Indica ii privind calculul de dimensionare şi verificare a arborilor şi lag relor. Calculul arborilor transmisiilor principale cuprinde: determinarea schemei de înc rcare a arborilor, calculul reac iunilor, calculul momentului de torsiune şi încovoiere, determinarea diametrului şi verificarea la rigiditate. Pentru calculul for elor transmise la arbori de c tre ro ile în angrenare se consider for a normal de angrenare Fn care ac ioneaz la mijlocul din ilor (fig. 6.13) cu cele trei componente: tangen ial Ft, radial Fr, şi axial Fa. For a normal şi componentele ei dup cele trei direc ii se calculeaz cu rela iile din tabelul 6.5. La danturi conice drepte, componenta radial Fr ac ioneaz spre axa ro ii, iar cea axial Fa , dinspre vârful conului de divizare spre roat . La danturi conice înclinate sau curbe, func ie de anumi i parametri geometrici, componentele Fr şi Fa pot avea şi sensuri negative (tabelul 6.5). Pentru deplasarea înainte a automobilului cu înclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de Fig.6.13. For ele din înc rcare a arborilor pentru determinarea angrenajul conic reac iunilor din lag re este prezentat în tabelul 6.10. Pentru calculul reac iunilor din 1ag rele de montare în carterul transmisiei principale se utilizeaz rela ii analoage celor stabilite la calculul reac iunilor din lag rele arborilor cutiilor de viteze. Pentru calculul reac iunilor axiale care ac ioneaz asupra rulmen ilor cu role conice se folosesc, func ie de tipul montajului utilizat, rela iile din tabelul 6.6. F Coeficien ii y, func ie de limita raportului e = a , au valorile y=0 pentru V ⋅R Fa F < e , şi y=0,4.ctg α, pentru a > e , unde: Fa este for a axial din arbore; R VR VR rezultanta geometric a reac iunilor Z şi Y (tabelul 6.7); α - unghiul nominal de contact (unghiul dintre direc ia de ac ionare a sarcinii pe bile şi un plan perpendicular pe axa rulmentului). Pentru verificarea rigidit ii transmisiei principale, pe baza schemelor din tabelul 6.6, se procedeaz ca la arborii din cutiile de viteze. S ge ile ob inute se compar cu limitele recomandate (v. fig. 6.2). Având reac iunile din lag re, se poate face calculul pentru alegerea rulmen ilor dup metoda prezentat la cutia de viteze.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

217

Tabelul 6.5 Rela ii pentru calculul for elor din angrenajele ortogonale de ro i din ate Roata conduc toare (pinion) 2M c1 Ft Ft = Fa1 = ; (tgα n sin δ1 ± sin β m cos δ1 ) ; Ddm1 cos β m Fr1 =

Ft (tgα n cos δ1 ± sin β m sin δ1 ) ; cos β m

Schema

Ft =

Sensul de: înclinare a din ilor rotire a ro ii sens orar dreapta (dreapta)

Ft 2M c1 = cos β m cos α n D dm1 cos β m cos α n Semnul folosit în rela ie pentru For a axial For a radial +

-

dreapta

sens antiorar (stânga)

+

-

stânga

sens orar (dreapta)

-

+

stânga

sens antiorar (stânga)

+

-

Roata condus (coroana) Ft (tgα n sin δ 2 ± sin β m cos δ 2 ) ; Fa 2 = cos β m

2M c 2 ; Ddm 2

Fr 2 =

Fn =

Ft 2M c 2 Ft = (tgα n cos δ 2 ± sin β m sin δ 2 ) ; Fn = cos β m cos β m cos α n D dm 2 cos β m cos α n stânga

sens antiorar (stânga)

-

+

stânga

sens orar (dreapta)

+

-

dreapta

sens antiorar (stânga)

+

-

dreapta

sens orar (dreapta)

-

+

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

218

Tabelul 6.6 Schema pentru calculul reac iunilor din lag rele transmisiei principale Schema de înc rcare Schema angrenajului Pentru determinarea Observa ii reac iunilor din lag re

Reac iunile axiale din rulmen ii conici (XA,, XB,, XC, XD) se calculeaz dup indica iile din tabelul 5.8

6.3. Diferen ialul 6.3.1.Necesitatea diferen ialului ca mecanism al pun ii motoare Diferen ialul este un mecanism, inclus în puntea motoare, care divizeaz fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principal în dou ramuri, transmise fiecare câte unei ro i motoare, oferind totodat ro ilor pun ii posibilitatea, ca în func ie de condi iile autopropuls rii, s se roteasc cu viteze unghiulare diferite. Principalele condi ii de autopropulsare care impun ro ilor s se roteasc cu viteze unghiulare diferite sunt urm toarele: - deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioar curbei are de parcurs un spa iu mai mic decât roata exterioar curbei; - deplasarea rectilinie pe c i netede, când ro ile pun ii au de parcurs spa ii egale iar automobilul, din diverse cauze, are ro ile pun ii cu raze inegale; diferen a dintre raze poate fi datorat presiunii inegale din pneuri, repartiz rii înc rc turii asimetric fa a de axa longitudinal a automobilului, pneurilor la cele dou ro i de simbol diferit, sau grad diferit de uzur ; - deplasarea rectilinie pe c i cu denivel ri când, datorit distribu iei aleatoare a denivel rilor sub form de gropi şi ridic turi, ro ile au de parcurs drumuri de lungimi diferite. In condi iile de mai înainte, în lipsa diferen ialului, în mecanismele pun ii apar înc rc ri suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

219

Tabelul 6.7 Rela iile de calcul pentru for ele axiale care ac ioneaz asupra rulmen ilor cu role conice Tipul angrenajului Condi ii de înc rcare Sarcini axiale R A RB ≥ Y A YB

Fa ≥ 0 R A RB < Y A YB

Montaj în “O”

R R  Fa ≥ 0,5 B − A   YB YA  R A RB < Y A YB R R  Fa < 0,5 B − A   YB YA 

XA =

0 ,5RA YA

XB=Fa+XA XA =

0 ,5RA YA

XB=Fa+XA

XA=XB-Fa XB =

0 ,5RB YB

Montaj în “X” R A RB ≤ Y A YB

Fa ≥ 0

XA=Fa+XB XB =

0 ,5RB YB

Montaj în “O” R A RB > Y A YB

Montaj în “X”

XA=XB+Fa

R R  Fa ≥ 0,5 A − B   YA YB 

XB =

0 ,5RB YB

R A RB > Y A YB

XA =

0 ,5RA YA

R R  Fa < 0,5 A − B  Y Y B   A

XB=XA-Fa

220

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Fig.6.14. Modelul plan al pun ii in viraj

Pentru a eviden ia func ionarea diferen ialului în figura 6.14,a este prezentat o punte motoare care, dup parcurgerea unui segment rectiliniu al traiectoriei, intr pe o por iune curb cu raza de virare R . Pentru ca roata interioar 2 şi exterioar 1, având vitezele unghiulare de rota ie egale, ω, corespunz toare segmentului rectiliniu şi raze de rulare ro egale înainte de viraj, s efectueze în viraj o rostogolire simpl , f r alunecare, trebuie s -şi modifice razele de rulare, pe baza elasticit ii pneului, în propor ia dat de rela ia: B R+ rr1 v1 2 = = (6.9) B rr 2 v 2 R− 2 în care: rr1 şi rr2 sunt razele de rulare în viraj ale ro ilor 1 şi 2; B - ecartamentul pun ii; v1 şi v2 –vitezele periferice ale ro ilor pun ii. Dac se admite modificarea razei de rulare func ie de for a la roat FR şi coeficientul de elasticitate tangen ial al pneului K, liniar de forma: rr = ro − k ⋅ FR , razele de rulare ale ro ilor în viraj vor fi: rr1 = ro1 − k ⋅ FR1 ; rr 2 = ro1 − k ⋅ FR 2 , (6.10) unde: ro1, şi ro2 sunt razele de rulare corespunz toare for elor tangen iale la ro ile libere (ro i conduse). Prin înlocuirea rela iilor (6.10) în rela ia cinematic a virajului (rela ia 6.9), se ob in între for ele la roata 1, (FR1), şi la roata 2, (FR2), rela iile: B B R+ R− r B ro B o 2 + 2 − ; FR 2 = FR1 (6.11) FR1 = FR 2 B B B B   R− R+ K R −  K R +  2 2 2 2  

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

221

Condi ia dinamic de autopropulsare pe traiectorie este determinat de bilan ul de trac iune prin rela ia: FR1+ FR2=ΣR, (6.12) unde ΣR este suma rezisten elor la înaintare. Prin rezolvarea sistemului de ecua ii (6.11) şi (6.12), se ob in, pentru for ele la ro ile 1 şi 2 rela iile: B 2 = 2R R−

FR1

    ro B ;  ΣR +  B   K R −   2   

In rela iile (6.13),

dac

FR 2 =

ΣR <

B 2 2R

R+

    rc B   ΣR −  B   K R +   2   

ro B

(6.13)

, atunci FR 2 < 0, iar roata B  K R +  2  interioar 2 se comport ca o roat frânat . Puterea corespunz toare acestei for e, numit putere suplimentar sau putere parazit , PR2=FR2.v2 (unde v2=rr2.ω este viteza de transla ie a centrului ro ii interioare virajului), de sens opus puterii pentru autopropulsare, se suprapune peste fluxul de putere al motorului, înc rcând suplimentar roata exterioar virajului (fig.6.14,b). Diferen ialul este un mecanism de tipul mecanismelor planetare diferen iale (cu mobilitatea M=2), la care numai axa central este baz . Construc ia diferen ialului este caracterizat de existen a for elor de frecare între elementele sale aflate în contact, astfel c prin aceste for e se realizeaz leg tura la baz a elementelor mecanismului şi diferen ialul se blocheaz (M=0). La blocarea diferen ialului, când el se roteşte în jurul axei centrale ca un tot unitar, ro ile pun ii se rotesc cu viteze unghiulare egale. Când momentul corespunz tor puterii suplimentare (“puterii parazite”), este mai mare decât momentul for elor de frecare dintre elementele diferen ialului, care reprezint leg tura de blocare a diferen ialului, atunci prin desfacerea leg turii, diferen ialul va intra în func iune ca mecanism planetar monomobil (M=1) şi va permite ro ilor pun ii s se roteasc cu viteze unghiulare diferite în sensul m ririi vitezei unghiulare de rota ie a ro ii exterioare virajului şi micşorând-o pe cea a ro ii interioare virajului. Se deduce c m rimea ce comand func ionarea diferen ialului este fluxul de putere ce încarc suplimentar puntea în condi iile în care se impun viteze unghiulare diferite la ro ile motoare. In lipsa diferen ialului, apari ia “puterii parazite” la ro ile pun ii determin : sporirea solicit rilor din mecanismele pun ii, creşterea pierderilor mecanice prin creşterea puterii transmise, sporirea consumului de combustibil şi a uzurii anvelopelor, reducerea manevrabilit ii şi stabilit ii automobilului. Din analiza rela iei (6.13) se observ c apari ia “puterii parazite” este favorizat de: deplasarea pe c i cu rezisten mic la înaintare; pneuri de diametru mare şi rigide (K mic); viraje cu raze de curbur mic .

222

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

6.3.2.Cinematica şi dinamica diferen ialului a. Cinematica diferen ialului. Diferen ialul utilizat la automobile este, în general, cu ro i din ate conice. Elementele unui astfel de diferen ial (fig. 6.15) sunt: pinioanele planetare 2 şi 6, fixe pe arborii 7 ai transmisiilor la ro ile motoare, sateli ii 5, afla i permanent în angrenare cu ro ile planetare 2 şi 6, bra ul portsatelit (axul) 4 şi carcasa 3 a diferen ialului. Elementul conduc tor al mecanismului este bra ul portsateliat 4, care primeşte fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3. Pentru a stabili leg turile cinematice dintre elementele diferen ialului se aplic metoda opririi imaginare a elementului conduc tor Fig. 6.15. Schema cinematic (metoda Willis). Metoda const în a imprima a diferentialului bra ului portsatelit o mişcare egal cu mişcarea lui real , dar de sens opus, când mecanismul planetar devine mecanism cu axe fixe. Mecanismele ob inute unul din altul prin metoda descris , datorit invaria iei mişc rilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic. Dac ω1 şi ω7 erau viteze unghiulare ale arborilor 1 şi 7 ai mecanismului înainte de oprirea imaginar şi ω3 viteza unghiular a elementului conduc tor 3, dup oprire (prin rotirea imaginar cu - ω3 în jurul axei centrale OO’ a mecanismului), vitezele unghiulare ale arborilor vor deveni ω1-ω3, respectiv ω7ω3. Pentru mecanismul cu axe fixe asociat, raportul de transmitere de la arborele 1 la arborele 7 este:

ω − ω3 R6 = = cons tan t i1− 7 = − 1 ω7 − ω3 R2

(6.14)

unde R6 şi R2 sunt razele de rostogolire ale ro ilor planetare 6 şi 2. Rela ia (6.14) poate fi scris şi sub forma: ω1 − ω3 ⋅ (1 + i1−7 ) + ω7 ⋅ i1−7 = 0 (6.15) Pentru diferen iale simetrice (R6=R2), rela ia (6.14) va deveni: ω1 − 2 ⋅ ω 3 + ω 7 = 0 (6.16) Vitezele unghiulare cu care sateli ii se vor roti în jurul axelor sunt date de rela ia: ω1 − ω 7 R6 ∆ω R6 ωs= ω5 = ⋅ = ⋅ , (6.17) 2 R5 2 R5 unde ∆ω= ω1 − ω7 este diferen a dintre vitezele unghiulare ale ro ilor pun ii. Din rela iile (6.16) şi (6.17), în func ie de condi iile de deplasare ale automobilului, se desprind urm toarele st ri cinematice de func ionare ale diferen ialului:

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

223

• deplasare rectilinie pe c i netede: în acest caz, în ipoteza ro ilor egale, când ro ile au de parcurs spa ii egale, se ob ine c ω1=ω7, rezult din rela ia (6.17) ωs=0, ceea ce înseamn c diferen ialul nu func ioneaz , ro ile pun ii comportândse ca în cazul unei leg turi directe între ele printr-un arbore rigid. • deplasare în viraj sau rectiliniu pe c i cu denivel ri: parcurgerea de c tre ro i a unor spa ii inegale se ob ine când ω1 ≠ ω7. Pentru ω7 >ω1, vitezele unghiulare ale ro ilor planetare sunt: R R ∆ω ∆ω > ω1 = ω3 − ω5 ⋅ 5 = ω3 − , (6.18) ω7 = ω3 + ω5 ⋅ 5 = ω3 + R6 2 2 R2 iar pentru ω1 >ω7, vitezele unghiulare ale ro ilor planetare sunt: R R ∆ω ∆ω > ω 7 = ω3 − ω5 ⋅ 5 = ω3 − , (6.19) ω1 = ω3 + ω5 ⋅ 5 = ω3 + 2 2 R2 R6 astfel încât, cu cât se m reşte viteza unghiular a ro ii planetare în avans, cu atât se reduce viteza unghiular a ro ii întârziate. Pentru un automobil, cu ecartamentul pun ii motoare B, care se deplaseaz cu viteza va pe o traiectorie curb cu raza de virare R, din condi ia cinematic de virare se ob ine: v B ∆ω = a ⋅ , (6.20) rr R unde rr este raza medie de rulare a ro ilor pun ii. Se deduce de aici (rela ia 6.20), c diferen a vitezelor unghiulare ale ro ilor este direct propor ional cu creşterea vitezei automobilului şi a ecartamentului pun ii şi invers propor ional cu creşterea dimensiunilor radiale ale ro ii şi razei de virare. • oprirea brusc a elementului conduc tor al puntii motoare: la o asemenea oprire, care determin blocarea carcasei diferen ialului (ω3=0), se ob ine ω1 = −ω7 , adic ro ile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. Aceast situa ie de func ionare a diferen ialului este deosebit de periculoas dac apare în timpul deplas rii cu viteze mari, deoarece automobilul, pivotând în jurul pun ii din spate, îşi pierde stabilitatea. Pentru preîntâmpinarea unei astfel de situa ii, toate dispozitivele de frânare ale automobilului sunt plasate, fa de circuitul fluxului puterii de autopropulsare, în aval de diferen ial. •deplasarea pe c i cu aderen sc zut : aderen a sc zut a c ii poate determina ca, la o anumit valoare a for ei la roat , una dintre ro i s încep s patineze. Fenomenul patin rii ro ii este echivalent cu reducerea vitezei de transla ie a centrului ro ii, roata tinzând s ramân în urma celeilalte ro i. Aceast tendin este compensat de diferen ial, care, intrând în func iune, reduce tura ia ro ii în avans şi o sporeşte pe cea a ro ii încetinite. Compensarea reducerii vitezei de transla ie se poate face pân când ∆ω atinge valoarea maxim (∆ω)max=2ω3.. La aceast valoare a diferen ei vitezelor unghiulare ale ro ilor, conform rela iei (6.18) sau (6.19), func ie de roata la care a ap rut tendin a de patinare, vitezele unghiulare de rota ie ale ro ilor devin: ω1=2ω3 şi ω7=0, când roata antrenat de arborele 1 tinde s patineze;

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

224

ω7=2ω3 şi ω1=0, când roata antrenat de arborele 7 tinde s patineze. Aceast situa ie, echivalent fizic opririi ro ii aflate în stare de aderen şi transmiterii întregului flux de putere c tre roata care patineaz , determin pierderea capacit ii de autopropulsare a automobilului. Preîntâmpinarea situa iei se face prin impiedicarea diferen ialului de a func iona, lucru posibil de realizat prin blocarea diferen ialului, cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferen ialului, prin generarea unor for e mari de frecare. b.Dinamica diferenYialului. Dac momentul de torsiune al carcasei (M3), se transmite prin axa portsatelit 4 f r pierderi (cauzate de frecare) satelitului 5 (fig. 6.15), din condi ia de echilibru dinamic al satelitului, acesta este împ r it în p r i egale ro ilor planetare 2 şi 6, adic : . M M M2 = 3 şi M6 = 3 (6.21) 2 2 Când ω1 ≠ ω7 , datorit vitezelor relative dintre elementele diferen ialului, apar for e de frecare, care, reduse la arborii planetari 1 şi 7, vor da un moment de frecare Mf cu sens opus tendin ei de modificare a vitezei unghiulare. Bilan ul de putere al diferentialului este: ω1 − ω7 M 1 ⋅ ω1 + M 7 ⋅ ω7 = M 3 ⋅ ω3 − M f ⋅ (6.22) 2 ω + ω7 inând seama de rela ia (6.16), se deduce rela ia ω3 = 1 , astfel c 2 din rela ia (6.22) se transform pentru ω1>ω7, în: M3 − M f  M +Mf     + ω7 ⋅  M 7 − 3 =0 ω1 ⋅  M 1 − (6.23)    2 2     Deoarece vitezele unghiulare de rota ie ale ro ilor pun ii, ω1 şi ω2, nu sunt nule, rezult c rela ia (6.23) este adev rat când: M3 + M f M3 − M f M7 = (6.24) M1 = ; 2 2 Când ω1 ω7, M 3+ M f M 2 λ= 7 = (6.26) M3 − M f M1 2

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

225

Din rela ia (6.26) se ob in, pentru momentele transmise arborilor planetari, expresiile: λ ; - pentru arborele întârziat: M 1 = M 3 (6.27) 1+ λ λ - pentru arborele în avans: M 7 = M 3 . 1+ λ Din rela iile (6.27) se abserv c arborele planetar al ro ii întârziate este cu atât mai înc rcat fa de arbarele planetar al ro ii în avans, cu cât coeficientul de blocare λ, deci momentul de frecare Mf, este mai mare. ω1 − ω 2 s -şi Pentru ca diferen ialul cu puterea de frecare Pf = M f ⋅ 2 îndeplineasc rolul s u cinematic, trebuie ca puterea suplimentar (“puterea parazit ”), s fie mai mare decât Pf. La diferen iale cu frecare interioar m rit (λ mare), în cazul deplas rii pe c i bune, când fluxul posibil de “putere parazit ” este mare, întotdeauna se realizeaz condi ii de func ionare cinematic a diferen ialului. La deplasarea pe c i cu rezisten e mari şi cu aderen sc zut , când “puterea parazit ” este mic , aceste diferen iale nu vor func iona, puntea comportându-se ca o punte f r diferen ial. In acest fel se evit situa ia patin rii totale a uneia dintre ro i şi blocarea celeilalte.

6.3.3. ConstrucYia diferenYialului In construc ia diferen ialelor se disting mai multe solu ii, grupate astfel: • dup caracteristicile cinematice se deosebesc diferen iale simetrice şi diferentiale asimetrice; • dup caracteristicile dinamice, exprimate prin m rimea frec rii interne, diferen ialele pot fi: diferen iale simple, diferen iale blocabile şi diferen iale autoblocabile; In afara utiliz rii diferen ialului ca mecanism al pun ii motoare, în construc ia de automobile diferen ialul se foloseşte şi ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4x4 (cap.7). Deoarece diferen ialele asimetrice şi cele blocabile şi autoblocabile sunt specifice autoturismelor de tipul 4x4, prezentarea acestora este f cut în cap.7. In figura 6. 16 se prezint solu ii constructive de diferen iale cu ro i din ate conice. Carcasa 4 a diferen ialului (fig.6.16,a), solidar de coroana din at 2 a transmisiei principale, se roteşte datorit mişc rii primite de la transmisia principal . In carcas sunt dispuşi sateli ii 3 şi 6 care angreneaz în permanen cu 2 ro i planetare, fiecare comun cu câte unul din arborii planetari 1 şi 5. Fixarea sateli ilor în carcas se face prin bol ul 7. Pentru a asigura o centrare bun şi o angrenare corect a sateli ilor cu ro ile planetare, la construc ia din fig.6.16, b suprafa a frontal a sateli ilor este sferic . Constructiv, func ie de tipul şi de destinatia automobilului, sateli ii sunt în num r de 2 sau de 4, monta i echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

226

planetare. Acest montaj asigur anularea sarcinilor radiale în pinioane şi reducerea dimensiunile ro ilor din ate prin m rirea num rului de din i afla i simultan în angrenare. Elementele componente ale unui diferen ial cu patru sateli i sunt prezentate în figura 6.17.

a)

b)

Fig. 6.16. Construc ia diferen ialului simplu cu ro i din ate conice

Fig. 6.17. Elementele componente ale diferen ialului cu patru sateli i şi cu angrenaje de ro i din ate conice

In figura 6.18 se reprezint schema cinematic şi construc ia unui diferen ial simplu cu ro i din ate cilindrice. Sateli ii cilindrici 3 şi 4, angrena i între ei, sunt simultan în angrenare - primul 3 cu roata planetar 1, iar al doilea 4 cu roata planetar 2. Elementul conduc tor al diferen ialului este carcasa 5, care este antrenat de transmisia principal . Constructiv, aceste diferen iale sunt realizate cu 4 sau cu 6 sateli i monta i pereche.

6.3.4. Elemente de calculul diferenYialului Calculul de rezisten al diferen ialelor cuprinde calculul ro ilor planetare, calculul sateli ilor şi al axelor sateli ilor.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

227

Fig. 6.18. Organizarea cinematic şi construc ia diferen ialului cu ro i din ate cilindrice

Pentru calculul organologic este necesar s se stabileasc , pe baza fluxului de putere care circul prin elementele diferen ialului, momentele de calcul. In figura 6.19 este reprezentat schema fluxului de puteri într-un diferen ial simetric cu ro i din ate conice, când ω' < ω'' . Puterile corespunz toare din diferen ial sunt: ω' + ω'' P= M M ⋅ icv1 ⋅ i0 ⋅ - puterea 2 transmis de transmisia principal carcasei diferen ialului (MM este momentul maxim al motorului; icv1 - raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treapt de viteze; io Fig.6.19. Circula ia puterilor - raportul de transmitere al transmisiei în diferen ial principale); ω'' − ω' - puterea de frecare transmis de arborele în avans P ''f = M 'f' 2 carcasei diferen ialului; ω'' − ω' P ' f = M 'f - puterea de frecare transmis de carcas arborelui 2 planetar întârziat; P'= P + Pf'' − Pf' - puterea transmis de carcas axelor sateli ilor; P' + Pf' - puterea transmis arborelui planetar întârziat; 2 P1 − Pf'' - puterea transmis arborelui planetar în avans. 2

228

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Pentru diferen ialele cu propriet i de blocare simetrice ( Pf'' = Pf' = Pf ), fluxul de putere care circul prin angrenajele de ro i din ate este egal cu fluxul de putere primit de carcas de la transmisia principal . Deci, momentul de calcul pentru ro ile din ate este: M ⋅i ⋅i M cc = M cv1 0 , (6.28) N unde N este num rul sateli ilor. Momentul de calcul pentru îmbinarea ro ilor planetare cu arbori planetari şi pentru arborii planetari este: P + Pf λ M C1 = , (6.29) = M M ⋅ icv1 ⋅ io ⋅ 1+ λ ω unde λ este coeficientul de blocare al diferen ialului. Calculul de dimensionare şi verificare al angrenajelor conice din diferen ial se face dup metodologia descris pentru ro i din ate conice cu dantur dreapt . Calculul axului sateli ilor se face sub ac iunea for elor ce ac ioneaz asupra sateli ilor (fig. 6.20). Sub ac iunea for ei F=2.Ft (Ft este for a tangen ial din angrenajul satelit-pinion planetar), axul sateli ilor este solicitat la forfecare şi strivire. Eforturile unitare de forfecare ce iau naştere se calculeaz cu rela ia: 4 ⋅ M M ⋅ icv1 ⋅ i0 4⋅F = (6.30) τf = 2 N ⋅ Rm ⋅ π ⋅ d 2 π⋅d în care: Rm este raza medie de divizare a pinionului planetar; d – diametrul axului. Eforturile unitare de strivire dintre Fig.6.20. Schema de calcul axul sateli ilor şi satelit se calculeaz cu al diferen ialului rela ia: M M ⋅ icv1 ⋅ i0 F σ s1 = = (6.31) d ⋅ h1 N ⋅ Rm ⋅ d ⋅ h1 Strivirea dintre axul satelitului şi carcasa diferen ialului se verific cu rela ia: R F⋅ m M M ⋅ icv1 ⋅ i0 R1 σ s2 = = (6.32) N ⋅ R1 ⋅ d ⋅ h2 d ⋅ h2 Datorit solicit rilor la care sunt supuse axele sateli ilor, acestea se execut din o eluri aliate cu con inut redus de carbon.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

229

In vederea ridic rii rezisten ei la uzur , uneori axele sateli ilor se ar mesc pe toat suprafa a cu un strat de 0,01 mm, sau se acoper cu un strat de sulfur de fier. Pentru evitarea grip rii este necesar asigurarea unei ungeri corecte a axelor sateli ilor. Sub ac iunea for elor axiale rezultate din angrenarea satelitului cu ro ile planetare, suprafa a de contact dintre satelit şi carcasa diferen ialului este solicitat la strivire. Eforturile unitare de strivire ce apar pe aceast suprafa se determin cu rela ia: 4 ⋅ M M ⋅ icv1 ⋅ io (6.33) σ s3 = ⋅ tgα ⋅ sin δ π ⋅ N ⋅ Rm ⋅ d12 − d 2

(

)

Calculul asambl rii cu caneluri dintre ro ile planetare şi arborii planetari se face dup metodologia prezentat la arborele ambreiajului (cap.3).

6.4. Transmisiile transversale 6.4.1. Tipuri constructive de transmisii transversale

Transmisiile transversale sunt unit i func ionale independente ce fac leg tura între ro ile planetare ale diferen ialului şi butucii ro ilor motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite fluxul de putere pentru autopropulsare. In cazul pun ilor motoare spate la care transmisia principal şi diferen ialul sunt montate de partea nesuspendat a maselor automobilului, când pozi ia relativ dintre ro ile motoare şi diferen ial este invariabil , se utilizeaz arbori planetari rigizi. Când pozi ia relativ dintre ro ile motoare şi diferen ial este variabil , se utilizeaz arbori planetari articula i. Structural, arborii planetari au în componen a lor cuplaje unghiulare (CU), cuplaje axiale (CA) şi cuplaje unghiular-axiale (CUA). Arborii planetari articula i (fig.6.21), în func ie de tipul mecanismului de ghidare al ro ilor, pot forma: - transmisie bimobil (fig. 6.21, a), ob inut dintr-un cuplaj unghiular CU (de obicei homocinetic) ce transmite mişcarea de la arborii 1 şi 2 ale c ror axe formeaz un unghi α, de obicei variabil; - transmisie tetramobil (fig. 6. 21, b), ob inut prin înserierea a dou cuplaje unghiulare de tipul CU-CU şi care pot asigura compens ri unghiulare şi transversale între arborii de leg tur , dar nu şi compensare Fig.6.21. Transmisii transversale axial ;

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

230

- transmisie pentamobil sau transmisie universal , ob inut din înserierea a dou cuplaje unghiulare CU-CU cu un cuplaj axial CA, de tipul CU-CA-CU (fig. 6. 21, c), sau din înserierea unui cuplaj unghiular CU cu un cuplaj unghiular axial CUA, de tipul CU-CUA (fig. 6. 21, d), f când posibile trei transla ii relative (mobilitate axial şi transversal ) şi dou rota ii relative (mobilitate unghiular ) între arborii 1 şi 2 afla i în rota ie, a c ror pozi ie este variabil .

6.4.2. Cuplaje unghiulare Cuplajele unghiulare ce intr în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori formeaz cu aceştia o transmisie bimobil . a. Cuplaje unghiulare cu elemente articulate. Cel mai simplu cuplaj unghiular utilizat este cuplajul cardanic. Sincronismul mişc rii se ob ine prin înserierea a dou articula ii cardanice şi prin respectarea unor condi ii de montare. Articula ia bicardanic cu cruce, cunoscut sub numele de cuplaj HOOKE, (fig. 6.22) se ob ine prin scurtarea elementului intermediar. Deoarece furcile exterioare 1 şi 2 se pot înclina independent de furca intermediar , nu se asigur sincronismul transmiterii mişc rii la unghiuri mari, motiv pentru care sunt f r utilizare actual . Pentru înl turarea acestui inconvenient, articula iile bicardanice cu cruce se prev d, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigur o interdependen între cele dou unghiuri prin men inerea furcii intermediare în planul bisector al furcilor exterioare.

Fig. 6.22. Cuplaje unghiulare bicardanice f r dispozitiv de centrare

La articula ia bicardanic din figura 6.23, a, cunoscut sub numele de cuplaj Spicer, dispozitivul de centrare este o cupl tetramobil de tip sfer -cilindru. In cazul articula iei bicardanice din figura 6.23, b, cunoscut sub numele de cuplaj bicardanic homocinetic Borg-Warner, centrarea este asigurat de o cupl tetramobil superioar . Cuplajele unghiulare de acest tip sunt cvasihomocinetice, decalajul unghiular fiind de pân la 7` pentru un unghi de înclinare de 24o. Aceast particularitate a permis utilizarea lor atâta timp cât vitezele unghiulare şi momentele erau modeste.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

a)

231

b)

Fig. 6.23. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

Cuplajul Tracta (fig. 6.24) asigur transmiterea sincron a mişc rii de rota ie între arborii cupla i, leg tura dintre elementele cuplajului fiind realizat prin cuple de transla ie. Forma şi pozi ia cuplelor de transla ie dintre furcile 1 şi 4 ale cuplajului şi elementele intermediare 2 şi 3 (fig. 6.24, a) asigur simetria construc iei şi deci transmiterea sincron a mişc rii de rota ie. In figura 6.24, b este reprezentat varianta constructiv a cuplajului Tracta utilizat la automobile.

a)

b)

Fig. 6.24. Cuplaj unghiular Tracta

Principalele avantaje ale acestor cuplaje sunt: construc ie simpl şi compact ; nu necesit condi ii deosebite de ungere sau de între inere; capacitate portant mare; permit unghiuri mari între axe (pân la 50o). Cuplajul necesit o carcas sferic , etanş , fix pentru p strarea mediului de ungere şi pentru sus inerea lag relor arborilor. Se utilizeaz în special la antrenarea ro ilor motoare şi a ro ilor de direc ie ale autoturismelor cu capacitate m rit de trecere, destinate s lucreze în condi ii grele. b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la baz un mecanism spa ial desmodrom simetric format din dou elemente, condi ia de simetrie fiind asigurat de cupla de centrare dintre elemente, care, pentru îmbun t irea condi iilor de transmitere a mişc rii, este realizat cu elemente intermediare de rulare. Cuplajele unghiulare de acest tip mai des întâlnite în construc ia de automobile sunt cuplajele de tip Weiss şi Rzeppa.

232

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

Fig. 6.25. Cuplaj unghiular Weiss

Cuplajul unghiular homocinetic Weiss (fig. 6.25), fabricat de firma Bendix, de unde şi denumirea Weiss-Bendix, este format din furcile 1 şi 2 ce fac corp comun cu arborele condus şi conduc tor şi care sunt prev zute cu canalele A sub forma unor arce de cerc, în care se introduc bilele 3. Bilele, în num r de patru, asigur transmiterea momentului, în fiecare sens, prin jum tate din num rul lor, şi înclinarea relativ dintre arborii conduc tor şi condus. Bila 4, montat în locaşurile centrale B, serveşte la centrarea celor dou furci şi la preluarea for elor axiale din arbori. Fixarea şi asigurarea bilei 4 în cap tul furcii conduc toare se face prin ştifturile 5 şi 6. Etanşarea cuplajului este asigurat de o carcas sferic complex ce sporeşte gabaritul radial al acestuia. Cuplajele Rzeppa (fig. 6.26) asigur transmiterea sincron a mişc rii de rota ie între arborele conduc tor 1 şi condus 2 prin intermediul corpurilor de rulare 3, men inute în acelaşi plan de colivia 4. Pozi ionarea coliviei împreun cu bilele în planul bisector se face prin realizarea c ilor de rulare ale elementului condus pe sfera de raz r, iar a celui conduc tor pe sfera de raz R, neconcentrice. C ile de rulare ale aceluiaşi element pot fi înclinate toate în acelaşi sens, sau în sens opus cele conjugate, sau alternativ în sensuri opuse. Prin înclinarea c ilor de rulare în ace1aşi sens se realizeaz o mai precis Fig.6.26. Cuplaj unghiular Rzeppa pozi ionare a coliviei în planul bisector, dar for ele axiale, îndreptate toate în acelaşi sens, ating valori mari. In figura 6.27 este reprezentat o variant r spândit a cuplajului Rzeppa, care are c i de rulare orientate în sensuri opuse. Cuplajele Rzeppa sunt utilizate la tura ii de pân la 1500 rot/min şi unghiuri de 42…450 între arbori.

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

233

Fig. 6.27. Cuplaj unghiular Rzeppa cu c i de rulare orientate în sensuri opuse

6.4.3. Cuplaje unghiular-axiale Cuplajele unghiular-axiale ce intr în compunerea transmisiilor transversale sunt cuplaje rigide, homocinetice sau cvasihomocinetice, care, montate între doi arbori, formeaz cu aceştia o transmisie trimobil . a. Cuplaje Rzeppa. Pornind de la cuplajul unghiular cu colivie autopozi ionat (v. fig. 6.26 şi 6.27), la care c ile de rulare ale elementului condus sunt drepte, iar pozi ionarea elementelor de rulare în planul de simetrie se realizeaz de c tre colivia ghidat sferic în carcasa exterioar a cuplajului, se ob in cuplaje Rzeppa unghiular-axiale. Varianta tehnic a unui cuplaj unghiular-axial Rzeppa este reprezentat în figura 6.28. Oferta unghiular este de 22o iar compensarea axial poate ajunge pân la 45 mm.

Fig. 6.28. Cuplaj unghiular-axial Rzeppa

Deplasarea relativ axial la cuplajele Rzeppa poate fi realizat şi prin înserierea unui cuplaj axial cu un cuplaj unghiular. La cuplajul din figura 6.29, deplasarea axial se realizeaz prin îmbinarea telescopic , cu caneluri, dintre arborele 1 şi corpul sferic 2.

Fig.6.29. Cuplaj unghiular Rzeppa cu deplasare telescopic

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

234

b.Cuplaje tripode. La baza cuplajelor tripode simple se g seşte cupla cinematic complex trimobil , ob inut prin legarea în paralel a trei cuple pentamobile (fig. 6.30). Denumirea de “tripod”, introdus de firma Glaenzer Spicer şi acceptat , se refer la forma special a elementelor cinematice (trei picioare) care permit legarea în paralel a trei cuple cinematice simple. Cuplele pentamobile simple legate în paralel pot fi de tipul cilindru-cilindru (fig. 6.30,a), sau sfer -plan (fig. 6.30,b).

a)

b)

Fig. 6.30. Cuplaje unghiular-axiale tripode

Se ştie c , în cazul leg rii în paralel a cuplelor cinematice, mobilitatea cuplei cinematice complexe rezultate este egal cu suma mobilit ilor comune a tuturor cuplelor componente. In cazul de mai înainte, mobilit ile comune relative x y sunt ω 21 , ω 21 şi V21y , deci cuplele cinematice tripode sunt unghiular-axiale. In figura 6.31 se reprezint o variant a cuplajului unghiular-axial tripod cu larg utilizare la autoturismele cu puntea din fa motoare.

Fig. 6.31. Elementele constructive ale cuplajului unghiular-axial tripod

La acest cuplaj, mişcarea cu alunecare (mai ales în timpul func ion rii ca şi cuplaj axial) este înlocuit par ial prin mişcarea de rulare a gale ilor sferici 1 în c ile de rulare ale elementului 3. Pentru reducerea pierderilor prin frecarea dintre gale ii 1 şi fusurile elementului tripod 2, la unele construc ii se utilizeaz gale i sferici, monta i pe ace, sau role. Elementul tripod 2 este montat prin caneluri pe arborele 4. Raportul de transmitere i pentru cuplajul tripod cu gale i sferici este:

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

i=1-3.λ .sin3ϕs,

235

(6.34)

având valorile extreme: imax=1+3.λ; imin=1 –3.λ, (6.35) unde λ este un parametru definit de rela ia: r 1 − cos α ⋅ tgα , λ= (6.36) ⋅ 2 ⋅ l 1 + cos α elementele r, l, α, ϕ3 fiind date în figura 6.32 (nota iile p r ilor componente corespund fig. 6.31).

Fig. 6.32. Elementele cinematice ale cuplajului tripod

Din rela iile 6.34 şi 6.35 rezult c mecanismul tripod cu gale i sferici este teoretic nehomocinetic. Decalajul unghiular maxim (ϕ4− ϕ3) şi raportul de transmitere pentru valori uzuale ale unghiului α fac ca, practic, mecanismul s înlocuiasc cu succes cuplajele homocinetice. Datorit mişc rii spa iale a unuia dintre elemente (condus sau conduc tor), cuplajul tripod nu se foloseşte singur, ci înseriat cu un alt cuplaj unghiular. Pentru ca asincronismul s se reduc şi mai mult, este necesar ca arborele ce se interpune între aceste cuplaje de lungime l (v. fig. 6.32) s fie cât mai lung. Prin limitarea deplas rii axiale, cuplajul tripod unghiular-axial devine cuplaj unghiular. Construc ia unui cuplaj unghiular tripod cu gale i sferici este reprezentat în figura 6.33. Limitarea axial se realizeaz prin clema 3 (element elastic), care fixeaz axial elementul tripod 2 de furca Fig.6.33. Cuplajul unghiular tripod condus l.

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

236

6.4.4. Transmisii universale Transmisia universal este un lan cinematic pentamobil, destinat transmiterii f1uxului de putere prin mişcare de rota ie, între arborii a c ror pozi ie relativ este variabil , fiind posibile trei transla ii relative (mobilitate axial şi transversal ) şi dou rota ii relative (mobilitate unghiular ). Transmisiile universale (fig. 6.34) se ob in prin înserierea cuplajelor mobile prezentate mai înainte şi reprezint arborii planetari ai pun ilor motoare la care exist mişcare relativ între ro i şi partea central a pun ii.

Fig. 6.34. Tipuri constructive de transmisii universale

Mecanismele de putere ale pun ii motoare

237

Transmisia universal din figura 6.34, a, este realizat prin înserierea a dou cuplaje unghiulare de tip cardanic 2 şi 4 (articula ii cardanice cu cruce) cu un cuplaj axial 3 de tip telescopic. Furca conduc toare a articula iei 4 se monteaz prin şuruburi de o flanş a pinionului planetar al diferen ialului, iar furca condus 1 a articula iei 2, de butucul ro ii. Transmisia universal Rzeppa (fig. 6.34,b) se ob ine prin înserierea cuplajului unghiular-axial 3 (v. fig. 6.30) cu cuplajul unghiular 1 (v. fig. 6.27) prin intermediul arborelui 2. Transmisia tripod dubl (fig. 6.34, c) se ob ine prin înserierea cuplajului tripod unghiular-axial cu gale ii sferici 1 (v. fig. 6.31) cu un cuplaj unghiular tripod 3 (v. fig. 6.33), legate cu arborele 2. Transmisia universal din figura 6.34,d rezult prin înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1 cu un cuplaj unghiular Rzeppa 2. Transmisia din figura 6.34,e se ob ine din înserierea unui cuplaj tripod unghiular-axial 1(v. fig. 6.31), cu un cuplaj bicardanic centrat 2 (v. fig. 6.23, a cuplajul Spicer). Transmisia din figura 6.34,f rezult din înserierea unui cuplaj unghiular Weiss 1 (fig. 6.25), cu un cuplaj unghiular-axial Rzeppa 2 cu c i de rulare drepte.

TRACXIUNEA INTEGRAL;

7.1. InfluenYa performanYelor

organiz M ϕa (fig.7.18), diferen a M Ra − M ϕa va echilibra momentul de 2

iner ie M ia , astfel c punctul de func ionare va fi în a1 în loc de a. Pe m sur ce momentul de propulsie creşte, se produce creşterea alunec rii, astfel c pentru valoarea alunec rii am , la care momentul limitat de aderen are valoarea maxim , momentul de propulsie la roat trebuie s aib valoarea M Rm , mai mare decât limita de aderen cu Miam , valoare ce reprezint momentul necesar sporirii alunec rii pân la valoarea am. Din momentul atingerii valorii M Rm , chiar dac momentul la roat r mâne constant, se ob ine creşterea alunec rii pân la alunecarea total (a=1). Dac la valoarea ab a alunec rii relative, ce are loc la valoarea momentului la roat M Rb , momentul se reduce, roata se va g si în urm toarele situa ii:

262

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

- în punctul b1 : M R = M ϕ înceteaz sporirea alunec rii (da/dt=0) ; -în punctul b2 : dac M R r mâne constant la valoarea M Rb 2 , roata începe s -şi reduc alunecarea (da/dt0, notând ∆M transferul de moment între pun i, noua distribu ie va fi: k . Mcv- ∆M; - pentru puntea motoare fa : M1= 1+ k 1 . Mcv+∆M. - pentru puntea motoare spate: M2= 1+ k Când tura iile arborilor sunt egale (∆ω=0), transferul de momente nu mai este definit, el situându-se în intervalul +∆M…-∆M, valoarea lui real fiind definit de condi iile de aderen la cele dou pun i în raport cu momentele transmise pun ilor. Transferul maxim de momente se produce când diferen a de tura ii ale arborilor este maxim , situa ie ce corespunde bloc rii carcasei diferen ialului. Dac η