Calculul si constructia puntii motoare spate

Conform solutiei de organizare a autovehiculului (solutia clasica) reiese ca puntea motoare este in spate. Aceasta asigura transmiterea fluxului de putere prin intermediul transmisiei longitudinale la rotile motoare (puntea spate).

Pentru transmiterea fluxului de putere al motorului puntea cuprinde urmatoarele mecanisme:

Ø      transmisia principala

Ø      diferentialul

Ø      arbori planetari

Ø      butucul rotii

Din interactiunea rotilor cu calea in procesul autopropulsarii autovehiculului, asupra automobilului actioneaza, functie de regimul de deplasare al automobilului, reactiunea normala Z_R, si fortele de aderenta ce difera de regimul in care se afla autovehiculul, cum ar fi: regimul tractiunii al franarii si in regimul deplasarii.

Puntea din spate are rolul de a prelua toate fortele si momentele ce apar in centrul rotilor din spate ale automobilului si de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei si cadrului sau caroseriei autovehiculului. Acest rol este indeplinit de puntea motoare prin intermediul mecanismului de ghidare al rotilor.

2.1Alegerea tipului constructiv

Puntea motoare trebuie sa indeplineasca urmatoarele cerinte:

Ø Sa asigure preluarea integrala a fortelor si momentelor ce apar in centrele rotilor, si sa le transmita elementelor de legatura;

Ø Sa aibe dimensiuni de gabarit reduse, in special pe verticala;

Ø Sa fie usoare;

Ø Sa prezinte solutii tehnologice simple si costuri reduse;

Ø Sa asigure o durata mare de intretinere ;

Ø Sa asigure adaptarea fluxului de putere al motorului la conditiile de deplasare impuse, necesare obtineri unor calitati de consum si dinamice optime;

Ø Sa asigure functionarea normala si silentioasa a mecanismelor componente.

Tinand cont de cerintele impuse pe care trebuie sa le indeplineasca puntea motoare spate, se adopta pentru autoturismul de proiectat, punte rigida.

2.1Transmisia principala

Transmisia principala la autoturismul de proiectat este simpla cu roti dintate conice, cu dantura curba. Schema cinematica este prezentata in figura alaturata unde : pinionul de atac (2), montat in lagarele cu rulmenti (1), in carterul (4), este permanent in angrenare cu coroana dintata (3), montata prin suruburile (6) pe carcasa diferentialului (7).

Fluxul de putere al motorului este primit de pinion de transmisia longitudinala, prin flansa (9) si transmis de la angrenajul conic (2.3), prin intermediul diferentialului (7) arborilor planetari (5) si (8).

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformatiilor admise sint prezentate in figura urmatoare :

unde : p.a - pinion de atac

c.d - coroana dintata

1.2.2 Dimensionarea geometrica a angrenajelor

a) Determinarea momentului de calcul:

unde: M_M- momentul maxim al motorului M_M= 252,08 Nm

-coeficient de siguranta al ambreiajului =1,6

i_CVI - raportul de transmitere al cutiei de viteze in treapta I i_CVI=5,53

-randamentul transmisiei de la motor la ambreiajul calculat =0,92

-raportul de tansmitere din transmisia principala la angrenajul calculat =1

M_C=252,08*1,4*5,53*0,92*1=1795,47 Nm

b) Dimensionarea geometrica

Se considera rezistenta unei roti conice egala cu rezistenta unei roti cilindrice avand urmatoarele caracteristici:

diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al rotii conice in sectiune medie a dintelui;

modul corespunzator modulului rotii conice din aceiasi sectiune;

profilul dintilor corespunzator dintilor rotilor echivalente

Roata echivalenta se obtine prin desfasurarea conului mediu pe un plan.

1.Numarul de dinti:

z_ech1= z_ech2=

Se adopta z₁ =9 dinti

- semiunghiurile conului de divizare ale rotilor conice;

- unghiul mediu de inclinare al danturii;

z₂=z₁*i₀=9*3,6=32,4 se adopta z₂=33 dinti;

se adopta

i_{0 real} = 3,66

1,66%< 3%

z_ech1==16,97 se adopta z_ech1=17 dinti

z_ech2==228,26 se adopta z_ech2=229 dinti

2. Latimea danturii

b = (6.8)m_{n med} = 8*3,5=28 mm conform STAS 822-82 m_{n med}=3,5

3. Modulul frontal ;

m_f =

se adopta m_f=5 mm

4. Unghiul de angrenare in sectiune normala

conform STAS 6884-63

5. Coeficientul inaltimii capului de referinta normal si frontal

f_0n=1 conform STAS 6844-63

f_0f= f_0n*cos=0,819

6. Coeficientul jocului de referinta la fund normal si frontal

w_on=0,2 STAS 6884-63

w_of= w_on*cos=0,163;

7. Lungimea generatoarei conului de divizare

L=

se adopta L=85 mm

8. Adancimea de lucru a dintilor

h_e=2f_0f*m_f= 2*0,819*5= 8,19 mm

9. Jocul la fund

c= w_of*m_f= 0,163*5= 0,815 mm

10.Inaltimea dintelui

h₁₌h₂=h=h_e+c=8,19+0,815=9,005 mm

11.Inaltimea capului

a₁=

a₂= h_e-a₁= 8,19 - 4,47= 3,72mm

12. Inaltimea piciorului

b₁=h- a₁=9,005-4,47=4,535 mm

b₂=h- a₂=9,005-3,72= 5,285 mm

13. Diametrul de divizare

D_d1= z₁*m_f = 9*5 =45 mm

D_d2=z₂*m_f=33*5=165 mm

14. Unghiul piciorului dintelui

=3,05^o

3,55^o

15. Unghiul conului exterior

16. Unghiul conului interior

17. Diametrul de varf

D_e1= D_d1 + 2acos= 45 + 2 * 4,47 * cos15,25=53,62 mm

D_e2=D_d2+ 2a₂ cos=165 + 2*3,72*cos74,75=166,95 mm

18. Distanta de la varful conului pana la dantura

H₁==81,35 mm

H₂=18.17 mm

19.Grosimea dintelui pe cercul de divizare

S₁=m_f

S₂= =*5-8,187=7,52mm

2.2.3 Calculul de rezistenta si verificare

al angrenajului

1. Determinarea schemei de incarcare a arborilor

Pentru calculul fortelor transmise la arbori de catre rotile in angrenare se considera forta normala 'F_n' , care actioneaza la mijlocul dintilor cu cele trei componente: forta tangentiala 'F_t', forta radiala 'F_r', si forta axiala 'F_a'.

Fortele F_r si F_a pot avea si sensuri negative. Pentru deplasarea inainte a automobilului, cu inclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de incarcare a arborilor pentru determinarea reactiunilor din lagare este urmatoarea :

Calculul danturii la inconvoiere prin metoda Lewis

F_t1= N pentru roata conducatoare

F_t2=21757,5 N; pentru roata condusa

unde:

F_t- forta tangentiala

b- latimea danturii

K_d- coeficient ce tine seama de caracterul dinamic al solicitarii

K_c- coeficient ce tine seama de concentrarea de eforturi la baza dintelui

-coeficient ce tine seama de gradul de acoperire

M_c- momentul de calcul

r_d- raza cercului de divizare

p- pasul p =*m_{n real}=10,99 mm

y_f- coeficient de forma

K_d =

Unde:

a-      coeficient ce tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii a=12 pentru clasa I

v-          viteza tangentiala a rotii dintate

d_d - diametrul de divizare

n - turatia rotii dintate

K_d2=

K_c =    unde:

- grosimea unghiului la baza =9 m

r_b - raza de rotunjire a dintelui la baza; r_b=0,3mm

K_c1=K_c2=

se adopta y_f1=2,8; y_f2=2,2

315,88 N/mm² 350 N/mm²

106,49 N/mm² 350 N/mm²

Calculul la presiunea de contact

p_c =;

unde :

F_n - forta normala

F_n =;

B^'=;

- razele de curbura

F_n1=103670,5 N

F_n2=28275,1 N

mm

=28,27 mm

p_c1==40,54 N/mm² 100 N/mm²

p_c2==51 N/mm² 100 N/mm²

Calculul danturii la oboseala

a)      Calculul danturii la oboseala la inconvoiere

F_t =;

- coeficientul de utilizare al motorului =0,2 (C.C.A.-3,83/218)

i_i- raportul de transmitere dintre motor si roata dintata

i_I=i_{CV 1}=6,3

F_t1==14116,4 N

F_t2==3850 N

=56,9 N/mm²

=6,65 N/mm²

Aceste eforturi se compara cu un efort unitar la oboseala dupa ciclul pulsator dat de relatia;

; unde

- efortul unitar pentru ciclu simetric

; - efortul unitar de rupere =1000 N/mm²

N= 800000 cicluri (pentru un parcurs de 200000 km)

Atunci:

N /mm²

Angrenajele sunt considerate corespunzatoare din punct de vedere al sistemului la oboseala daca este satisfacuta inegalitatea:

unde;

K^'- coeficient de siguranta la calculul la oboseala

K^'= c* in care c - coeficient de siguranta

-coeficient de dinamicitate =1,2..1,4 se adopta =1,4

Coeficientul de siguranta se determina cu relatia:

c=K₁*K₂*K₃*c₁*c₂

K₁- coeficient ce tine seama de concentratia specifica sarcinii pe lungimea dintelui

K₁=1,1.1,2 K₂=1,2

K₂- coeficient ce tine seama de siguranta in exploatare; K₂=1,1.1,15;    K₂=1,15

K₃- coeficient ce tine seama de precizie; K₃=1,2.1,4; K₃=1,4

c_1,2- coeficienti ce tin de precizia de prelucrare si de calitatea suprafetei, flancurilor rotilor dintate.

c₁=1,0..1,05 se adopta c₁=1,05

c₂=1,05.1,1 se adopta c₂=1,1

Atunci: K^'=K₁*K₂*K₃*c₁*c₂*=1,2*1,15*1,4*1,05*1,1*1,4=3,12

Cum 56,9 si 6,65324,8 calculul danturii la oboseala se verifica.

Calculul la oboseala la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv se determina in acest caz cu relatia:

P_I = 0,418;

Unde F_t= F_echivalent , corespunde momentului mediu echivalent M_ech, dezvoltat de autovehicul, la o turatie medie echivalenta.

M_ech =;

M_Rmed=Nm

Unde: G_a-greutatea autovehiculului G_a=45000 N

r_r - raza de rulare a rotii; r_r=0,332 m

i₀- raportul transmisiei principale i₀=3,6

0.05; -forta specifica la roata se adopta (tab. 1.14 CCA)

Turatia echivalenta a motorului este data de relatia:

unde: i_kmed =; reprezinta raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze.

i_ki - rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze i= (1.5).

- timpul relativ de utilizare al treptei de viteze = (i=1.5), exprimat in procente conform tabelului 1.10 CCA.

i_{k med}=

Se va adopta din tabelul 1.14 CCA V_a=40 km/h

n_ech=2,662681 rot/min

Numarul de solicitari la care este supus un dinte pe durata de functionare, se determina cu relatia:

N_ech=;

Unde : =1% timpul relativ de utilizare al ambreiajului

S_p=200000 km spatiul parcurs de automobil

=1 este raportul de transmitere de la rotile automobilului la angrenajul calculat

r_r= 0,332 mm raza dinamica

N_ech=1000cicluri;

M_ech=Nm

F_{t ech1}=3446,66 N;   

F_{t ech2}=940 N; atunci:

P_ef1=0,418=952,2 N/mm²

E=2,1*10⁵ modulul de elasticitate

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

Unde:

K- coeficient ce tine seama de natura materialului, K=256.310 se adopta K=256;

H=30 HRC duritatea materialului;

P_Nc=256*30*=3840 N/mm²

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relatia:

P_ac=; unde c^'=1,2.1,3 coeficientul de siguranta, c^'=1,3

P_ac==2953,84 N/mm²

P_ef=952,2 N/mm²2953,84 N/mm²

Conditiile indeplinite, rezulta ca dantura este verificata la oboseala la solicitarea de de contact.

Calculul arborilor

Calculul reactiunilor pentru arborele 1

Se adopta constructiv distantele:

l₁=15 mm; l₂=60 mm.

(H) ;

F_t1* (l₁+l₂)-y_A*l_L+M_a=0 ;

Y_A=;

F_t1=N;

F_a1==

=63235N;

F_r1=;

F_r1==15493 N

M_a1=1422,7 Nm;

Y_A=123461,6

Y_B = Y_A- F_t = 123461,6 - 79800 = 43661,6 N

(V)        ; Z_A*l₂ = F_R1 (l₁+l₂);

Z_A = 19366,25 N

Z_B= Z_A - F_R1 =19366,25 - 15493 = 3876,5 N

R_A = 124971,2 N

R_B = 43833,3 N

Pentru arborele 2:

l₃ = 90 mm, l₄ = 40 mm;

F_t1 = F_t2 = N

F_a2 = ;

F_a2=18881,3N

F_r2 = ;

F_r2 = 63235,34 N

(H)        

Y_C (l₃+l₄) - F_t2l₄ + M_a2 =0

M_a2 = F_a2 1557,7 N

Y_C = 24541,86 N

Y_D = F_t2 - Y_C = 79800 - 24541,86 = 55258,14 N

(V)

Z_D (l₃+l₄) = F_r2*l₃

Z_D = = 43778,35 N

Z_C = F_r2 - Z_D = 63235,34 - 43778,35 = 19457 N

R_C == 31318,96 N

R_D = 70498,26 N

Calculul momentului de torsiune si inconvoiere

Pentru arborele 1

(H) M_{i AB} = Y_B* x unde x(0, l₂)

Pentru x = 0 va rezulta M_{i AB} = 0

x=l₂ rezulta;

M_{i AB} = 43661,6* 60 = 2619696 Nmm

M_{i EA} = M_a1 + F_t1*l₁

M_{i EA} = 1422,7 + 79800*15*10^-3= 2619,7 Nm

(V)      M_{i BA} = -Z_B*l₂ = 3876,5*60*10^-3 =-232,6 Nm

M_{i EA} = -F_r1*l₁= -15493* 15*10^-3 = -232,4 Nm

Nm

= 2630 Nm

M_t1=1795,5

Pentru arborele 2;

(H)        M_{i CF} = Y_C*l₃ = 24541,86*90*10^-3=2208,76 Nm

M_{i DF} = Y_D*l₄ = 55258,14*40*10^-3 =2210,3 Nm   

(V)         M_{i CF} = Z_C*l₃ = 19457*90*10^-3 =1751,13 Nm

M_{i F} ==2819,9 Nm

M_t2=6583,5 Nm

; unde =0,5..0,6

se adopta =0,5

Arborele (1,2)

=1681,6 Nm

4334,4 Nm

unde =240N/mm²

35 mm

30 mm

40 mm

Alegerea rulmentilor

Se calculeaza forta echivalenta

F_K = xvR+ y*x

e

Pentru arborele 1 se adopta montajul rulmentilor in "O"

x_A = x_B +F_a1=0,51+63235=63235,51 N

x_B==0,51

Pentru arborele 2 se alege montarea rulmentilor in "X"

x_D==0,63

x_C = x_D + F_a2 =0,63+18881,3=18881,93 N

pentru V=1

0,5 - x=0; y=1

pentru x=0; y=1

=0,15 pentru x=0; y=1

=0,26 pentru x=0; y=1

F_K1= F_a1 + 1 = 63235 + 1 = 63236 N

F_K2= F_a2 + 1=18881,3 +1 =18882,3 N

Forta echivalenta medie :

Q_em=

Q_emI=18924,4 N

Q_emII==5650,8 N

Capacitatea de incarcare dinamica

C = Q_em

D = mil. rot

= mil rot.

C_I =18924,4N

C_II=5650,8<58500 N

Rulmentii sunt radiali axiali cu role conice;

d_I=30 mm cu C=8300 daN

d_II =35 mm cu C=5850 daN conform STAS 6112-69 se adopta ;

d=30 mm D = 78 mm

d = 35 mm D= 98 mm T=27,25 cu incarcarile dinamice scrise mai sus.

2.Diferentialul

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

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

deplasarea rectilinie pe cai netede, cand rotile puntii au de parcurs spatii egale iar automobilul, din diverse cauze, are rotile puntii cu raze inegale; diferenta dintre raze poate fi datorata presiunii inegale din pneuri, repartizarea incarcaturii asimetric fata de axa longitudinala a automobilului.

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

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

Organizarea cinematica a diferentialului

Diferentialul utilizat la autovehicule este in general un mecanism planetar cu roti dintate cilindrice. Elementele unui astfel de mecanism sunt: pinioanele planetare 2 si 6, fixate pe arborii planetari 1 si 7, ai transmisiilor la rotile motoare , satelitii 5, aflati permanent in angrenare cu rotile planetare 2 si 6, bratul portsatelit 4 si carcasa 3 a diferentialului. Elementul conducator al mecanismului este bratul portsatelit 4, care primeste fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.

Pentru a stabili legaturile cinematice dintre elementele diferentialului se aplica metoda opririi imaginare a elementului conducator (metoda Willis).

Materialele utilizate pentru executarea rotilor dintate ale diferentialului sunt cele recomandate ca si pentru rotile dintate ale cutiilor de viteze :20MoC12, 21TCH12. Carcasa diferentialului se executa prin turnare din fonta maleabila.

Elementele de calcul de rezistenta ale diferentialului

Calculul de rezistenta al diferentialului cuprinde calculul pinoanelor planetare, calculul satelitilor si al axului satelitilor, urmand ca celelalte elemente (carcasa , suruburile de ansamblat) sa se stabileasca constructiv din conditiile de montaj si functionale.

Dimensionarea geometrica a angrenajelor

Determinarea momentului de calcul al rotilor dintate este dat de relatia :

M_c = ;

Unde M_max=252,08 Nm; momentul maxim al motorului .

i_CV1=5,53; raportul de transmitere in prima treapta a cutiei de viteze

i₀= 6,3; raportul de transmitere al transmisiei principale.

K=2; numarul de sateliti

=1,15; coeficient de blocare al diferentialului.

M_c = Nm

Se considera rezistenta rotii conice egala cu rezistenta unei roti cilindrice avand urmatoarele caracteristici:

- diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al rotii conice in sectiune medie a dintelui.

- modulul corespunzator modulului rotii conice din aceiasi sectiune.

- profilul dintilor corespunzator profilului dintilor rotii echivalente

Roata echivalenta se obtine prin desfasurarea canalului mediu pe un plan.

1.Numarul de dinti ;

z_ech2=    z_ech5=

- unghiul de inclinare al danturii; =0

- se adopta z₂=12; z₅=23;

z₂=z₅*i_s ;    i_s =

- semiunghiurile conului de divizare

=27,56^o ;

z_ech2=49,71 se adopta 50 dinti;

z_ech5=13,53 se adopta 14 dinti

2. Latimea danturii

b = (6.8)m_{n med} = 3,5*6 =21 mm;

3. Modulul frontal

m_f =;

4. Unghiul de angrenare in sectiune normala

conform STAS 6844-63

5. Coeficientul inaltimii capului de referinta normal si frontal

f_o1=1 conform STAS 6844-63 f_of=f_on cos=1

6. Coeficientul jocului de referinta la fund normal si frontal

w_on=0,2 STAS 6844-63 w_of =w_on*cos=0,2*1=0,2

7. Lungimea generatoarei conului de divizare

L=55,12 mm

8.Adincimea de lucru a dintilor

h_e= 2*f_of*m_f = 2*1*4,25 = 8,5 mm

9. Jocul la fund

c= w_of * m_f = 0,2 * 4,25 =0,85 mm

10. Inaltimea dintelui

h₅ =h₂ =h =h_e+c=8,5+0,85=9,35 mm

11. Inaltimea capului dintelui

a₅=m_f ( f_of+) =4,5(1+0,075)=4,83 mm

a₂= h_e- a₅=8,5- 4,83=3,67mm

12. Inaltimea piciorului dintelui

b₅=h₅- a₅=9,35-4,83=4,42 mm

b₂=h₂-a₂=9,35-3,67=5,68 mm

13. Diametrul de divizare

D_d5= z₅*m_f = 12 * 4,25 =51 mm

D_d2=z₂* m_f =23*4,25 =97,75 mm

14. Unghiul piciorului dintelui

15.Unghiul conului exterior

16. Unghiul conului interior

17. Diametrul de virf

D_e5=D_d5 +2*a₅*cos=51+2*4,83*cos27,56^o=59,56 mm

D_e2=D_d2 +2*a₂*cos=97,75+2*3,67*cos62,44^o=59,56 mm

18. Distanta de la virful conului pana la dantura

H₅=mm

H₂=mm

19. Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

S₅=m_f6,9 mm

S₂=6,43 mm

2.1.2 Calculul de rezistenta si verificare a angrenajelor

Calculul danturii la inconvoiere

Pentru 41MoCr11 ;

915,06 N/mm

unde

F_t==27454,4 N

(conditie indeplinita)

r_d2=

b-       latimea danturii b=21 mm

y_f - coeficient de forma y_f=0,130 pentru

p- pasul; p=10,99 mm

k_d - coeficient ce tine seama de caracterul dinamic al solicitarii

k_d5=k_d2=

obs:

n=211 rot/min

V=;

-coeficient ce tine seama de gradul de acoperire

r_b- raza de rostogolire a dintelui la baza r_b=0,3 mm

Daca se tine seama de caracterul dinamic de concentrare al efortului la baza dintelui si de gradul de acoperire, relatia devine:

2196,3 N/mm²

Calculul la presiunea de contact

Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotii dintate. Daca presiunea superficiala este prea mare, se produce detensionarea suprafetei de lucru a danturii.

Detensionarea suprafetei de contact se face cu relatia :

P_c=

Unde :

F_n=

B^'=mm

F_n2 = =29216,4 N

F_n5 = 55992,4 N

P_c2==20,92 < 650 N/mm²

- raza de curbura

= r_d2*sin =48,88*sin20 =16,7 mm

= r_d5*sin=25,5*sin20=8,72 mm

P_c5==28,97 < 650 N/mm²

Calculul de rezistenta pentru celelalte elemente

Calculul axului satelit se calculeaza din conditia de rezistenta:

Axul satelit este solicitat la forfecare si la strivire de forta (F = 2F_t). Fortele radiale care actioneaza asupra satelitului se anuleaza reciproc.

F=2F_t

d_s = ;

Efortul unitar admisibil daN/cm²

Se adopta =1500 daN/cm² = 150 N/mm²

R_m= mm

Rezulta ca :

d_s==16

se adopta d_s=22 mm

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

62

din desen : h=27 mm 37mm

d_s=16 mm

daN/cm²

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

=98,97 N/mm²

=800.1000daN/cm²

unde :h₁=16 mm

R₁ = 71 mm

Sub actiunea fortei axiale suprafata de contact dintre satelit si carcasa diferentialului, este solicitata la strivire. Tinand cont ca satelitul actioneaza simultan cu cele doua roti planetare, forta axiala se determina cu relatia:

; unde - semiunghiul al satelitului

Rezulta:

=8643,7 N

Eforturile unitare de strivire care apar pe aceasta suprafata sunt:

13,56 N/mm²

unde N/mm²

Arborii planetari sunt solicitati la torsiune si inconvoiere, deoarece solicitarea principala este torsiunea pentru calculele prealabile (D_i) se obtine cu relatia :

D_i- diametrul interior al arborelui

D_i =;

Unde :=1000.1200 daN/cm , este efortul unitar admisibil la torsiune si se adopta in intervalul scris =120 N/mm²

28 mm

Se adopta conform STAS 1768-68

b=7 d_{i min}=28 D=34

Dupa standardizare se fac verificarile la butuc si butuc.

Fortele tangentiale care solicita canelurile:

F_t= 447000 N

Verificarea la strivire se face cu relatia:

18,2 N/mm²N/mm²

In care :

Z_c - numarul de caneluri Z_c=6

h - inaltimea canelurii

l - lungimea de strivire l=10

Verificare la forfecare

12,77 N/mm²=30 N/mm²

daN/cm² ; se adopta daN /cm²

Transmisia la rotile motoare

Transmiterea fluxului de putere de la diferential la rotile motoare ale autovehiculului se face prin arbori planetari. Pentru aceasta, arborii planetari sunt solidarizati la rotatie atat cu rotile planetare ale diferentialului cat si cu butucul rotii motoare.

In cazul de fata la care transmisia principala sunt montate pe partea nesuspendata a maselor automobilului si cand pozitia relativa dintre rotile motoare si diferential este invariabila, se utilizeaza arbori planetari rigizi.

In figura alaturata sunt reprezentati, tipurile constructive de arbori planetari rigizi. Prin capatul 1, arborele se solidarizeaza la rotatie cu rotile planetare, ale diferentialului, prin imbinari canelate (figura a, b si d), sau mai rar fac corp comun cu roata planetara (figura c).

Puntea rigida cu carterul diferentialului si transmisia principala montat pe partea nesuspendata.

Numarul de cuplaje este egal cu zero.

Arborele planetar 1 este montat coaxial cu grinda 2 a carterului puntii. Se adopta arborele planetar din figura a. Prin capatul 1, canelat arborii planetari se solidarizeaza la rotatie cu rotile planetare, fiind supuse la eforturi mari de strivire si torsiune.

Arborii planetari se executa de obicei din oteluri aliate cu continut mediu de carbon de tipul: 45C 10; 41MC11X; 35CN15X; se supun tratamentului termic ce consta in calirea piesei in ulei urmata de o revenire. Duritatea piesei dupa revenire trebuie sa fie HB=340.440.

Calculul arborilor planetari

Pentru autovehiculul de proiectat se adopta:

arbori planetari partial descarcati de momente incovoietoare.

Arborii planetari sunt solicitati la torsiune (de momentul motor transmis de diferential), in care fortele care actioneaza asupra rotii motoare sunt degenerate de regimul de deplasare, calculul arborilor se face pentru patru regimuri:

regimul tractiunii

regimul franarii

regimul deraparii

regimul trecerii peste obstacole

Schema fortelor si momentelor care actioneaza asupra puntii motoare, din spate pentru cele patru regimuri.

Regimul de tractiuni este caracterizat de actiunea fortei m₂G₂, din partea cadrului sau a caroseriei si a fortelor Z_Rs, Z_Rd si x_Rs, x_Rd, din partea caii de rulare.

Reactiunile normale:

Z_Rs=Z_Rd= m₂, in care G₂ = este sarcina statica pe puntea spate.

m₂ = ; - este coeficientul de incarcare dinamica, a puntii motoare la demaraj, unde h_g=1050 mm

G₂ = ==29700

m₂ = =1,26

Z_Rs=Z_Rd= m₂=1,26*=9355,5 N

Reactiunile tangentiale:

X_Rs = X_Rd =;

Unde r_d = r_s =0,332 m, este raza dinamica a rotii motoare

X_Rs = X_Rd8082,5 N

Regimul franarii

este caracterizat de actiunea fortei m_2FG₂ din partea cadrului sau caroseriei si fortelor X_Fs X_Fd si Z_Fs Z_Fd, din partea caii de rulare.

Reactiunile normale la franare se determina cu relatie:

Z_Fs = Z_Fd = m_2F, unde m_2F este coeficientul de incarcare dinamica a puntii din spate la franare, pentru automobil 4, cu ambele punti franate.

Z_Fs = Z_Fd ==4462,4 N

X_{Fs ,} X_Fd - sunt reactiunile tangentiale care se considera egale si limitate de aderenta dintre roti si cale.

X_Fs = X_Fd = Z_Fs =4462,4*0,7= 3123,7 N

Regimul deraparii (sau regimul deraparii cu reactiuni laterale maxime)

In acest caz asupra puntii actioneaza din partea cadrului sau caroseriei componenta statica a greutatii automobilului, ce revine puntii din spate G₂ si componenta fortelor laterale F_y, iar din partea caii reactiunile normale Z_Rs, Z_Rd si laterale Y_Rs si Y_Rd.

Din conditia de echilibru a puntii se obtine pentru reactiunile normale expresiile:

Z_Rs=;

Z_Rd=;

Valoarea maxima a reactiunilor laterale este limitata de aderenta rotilor cu calea, deci:

Y_Rs = Z_Rs*Y;

Y_Rd= Z_Rd*;

Dar : F_y= Y_Rs + Y_Rd

Inlocuind ultima expresie in cele de mai jos, se obtin pentru reactiunile normale, ale caii expresiile:

Z_Rs==14204,3 N

Z_Rd=645,6

Iar pentru reactiunile laterale expresiile:

Y_Rs ==9943,01 N

Y_Rd.= =452 N

Unde: B=1610 mm este ecartamentul puntii din spate.

Regimul trecerii peste obstacole

- este un regim caracteristic deplasarii pe drumuri, cu neregularitati, cand asupra puntii actioneaza, sarcini dinamice verticale de valori importante. Marimea acestor sarcini dinamice depinde de: inaltimea obstacolului, viteza de deplasare, calitatile suspensiei, se apreciaza printr-un coeficient , definit de relatia:

G₂=29700 N

Calculul arborilor planetari total descarcati de momente inconvoietoare.

Pentru acest caz de montare pe automobil , arborii planetari, sunt solicitati in regimul tractiunii, la rasucire de momentul M_R.

M_R = X_R * r_d, unde X_R= X_Rs= X_Rd=8082,5 N

M_R =8082,5*332=2683390 N/mm²

N/mm² ; ;

=28 mm

Se adopta d=28 mm

Butucul rotii

Butucul rotii reprezinta elementul constructiv al puntii, prin care fiecare roata motoare este legata de lantul cinematic de transmitere al fluxului de putere si de elementele mecanismului de ghidare.

Butucul rotii este solidarizat la rotatie cu arborele planetar si rezemat prin lagare de rostogolire pe trompa puntii.

Pentru a transmite rotii motoare momentul de propulsie si a prelua de la aceasta fortele si momentele reactive (pentru a nu le transmite mecanismului de ghidare), de butuc se monteaza fara posibilitatea de miscari relative, roata si partea rotitoare a mecanismului de franare al rotii.

In figura alaturata este prezentata o solutie constructiva, utilizata la arborii planetari total descarcati de momente inconvoietoare, la care butucul rotii 3 se solidarizeaza la rotatie cu flansa 1 a arborelui planetar prin prezoanele 2.

Solidarizarea cu rotile motoare 5 si cu tamburul 7, al franii se face prin flansa 6 cu ajutorul bolturilor speciale 4 prevazute cu piulite 8. Prin rulmentii conici 10 si 12, butucul este rezemat pe trompa 11 a carterului 9. Reglarea rulmentilor se face cu ajutorul piulitelor si sigurantei 13. Prin montarea in "O" cu deschiderea mare intre ei si prin plasarea flansei 6 intre rulmenti se asigura o rigiditate sporita constructiei, astfel ca arborii planetari sunt descarcati de actiunea momentelor inconvoietoare date de fortele si momentele reactive ce actioneaza asupra rotii.

Mecanismul de ghidare al puntii al puntii

Alegerea tipului constructiv

Mecanismul de ghidare asigura transmiterea fortelor si momentelor, de la roti la cadrul sau caroseria automobilului.

Dupa modul de transmitere al fortelor si a momentelor de la punte la cadru, puntile motoare pot fi :

Ø       punti motoare la care fortele si momentele se transmit prin arcurile suspensiei;

Ø       punti motoare la care fortele se transmit prin arcurile suspensiei iar momentele prin bare de reactie.

Ø       punti motoare la care fortele si momentele se transmit prin bare de reactie.

La automobilul de proiectat si tinand cont de alegerea lagarelor puntii rigide se adopta mecanismul de ghidare la care fortele si momentele se transmit prin arcurile suspensiei.

Cinematica rotii ghidate in mecanismul adoptat

Mecanismul de ghidare al unei punti la care transmiterea fortelor si a momentelor se face prin arcuri dispuse longitudinal. Pentru a transmite fortele longitudinale X_r si X_F, de la carterul 1 al puntii la carterul sau caroseria automobilului , arcul 3 este montat fix in directie longitudinala, prin articulatia simpla 2.

Pentru a se asigura deformarea logitudinala, a arcului la variatia fortelor verticale Z_R si Z_F, celalalt cap al arcului se fixeaza printr-un cercel 4, articulat in ambele capete.

Pentru a transmite momentele reactive M'_R sau M'_F arcul este fixat rigid fata de carterul puntii prin bridele 5. Dezavantajul il reprezinta solicitarile mari la care sunt supuse arcurile.

Calculul de rezistenta si

dimensionarea mecanismului de ghidare

Carterul puntii motoare rigide

Functionand carterul puntii indeplineste rolul de mecanism de ghidare al rotilor si de organ in care se monteaza o parte din elementele componente ale transmisiei. Carterul este realizat prin turnare din fonta nodulara sau otel, ce permite obtinerea de forme avantajoase din punct de vedere al solicitarilor.

Modelul prezentat si proiectat este un carter demontabil cu un plan de separatie. Planul de separatie este materializat pe suprafata de imbinare, dintre carterul central in care se afla diferentialul cu carcasa acestuia si capacul acestuia ce contine pinionul de atac.

Introducerea lubrifiantului se face prin busonul de alimentare, iar golirea prin busonul de golire. Pentru trompe se recomanda tevi trase.

Elemente de calcul ale carterului puntii spate

Calculul puntii spate se face la inconvoiere si torsiune, sub actiunea fortelor si momentelor transmise de butucul rotii. Calculul se va face, functie de tipul de montare al arborilor planetari, pentru cele patru regimuri caracteristice de deplasare ale automobilului.

Regimul tractiunii

Z_Rs=Z_Rd= m₂=1,26*=9355,5 N

X_Rs= X_Rd=8082,5 N

In plan vertical:

R_v= Z_Rs=Z_Rd=9355,5 N; M_V=0.

In plan orizontal:

R_H= X_Rs= X_Rd=8082,5 N, M_H=0

In plan longitudinal:

M_t=M'_R=2683390 N/mm

Verificare:

Momentul in sectiunea a (0-0) inconvoiere:

M_iv = M_vs+R_vs*l =9355,5*170=15904,3 N/mm²

d_e=120 mm

d_I=60 mm

l =170 mm

36,81 N/mm²

M_iH = M_Hs+R_Hs*l =8082,5*170=1374025 N/mm²

=31,8 N/mm²

62,11N/mm²

133,3 N/mm²

=200 N/mm²

Regimul franarii

Z_Fs = Z_Fd ==4462,4 N

X_Fs = X_Fd = Z_Fs =4462,4*0,7= 3123,7 N

M_F= X_Fs* r_d=3123,7*332=1037068,4 N/mm²

In planul vertical:

R_V= Z_Fs + Z_Fd =4462,4 N; M_V=0

In plan orizontal :

R_H= X_Fd=X_Fs=3123,7 N; M_H=0

In plan longitudinal :

M_t= M'_F= 1037068,4 Nmm

Verificare :

M_iV=4462,4*170=758608 Nmm

17,6 N/mm²

M_IH=3123,7*170=531029 Nmm

12,3 N/mm²

=21,5 N/mm²

=24,01 N/mm²

52,6 N/mm²

Regimul deraparii

a)      pentru partea stanga

Z_Rs=14204,3 N

Y_Rs=9943,01 N

M'_Ys= Y_Rs* r_d =9943,01*332=3301079,3 Nmm

In planul vertical

R_v= Z_Rs=14204,3 N

M_V=- M'_Ys=-3301079,3 Nmm

In planul (H) si (T) nu actioneaza forte si momente

b)      pentru partea dreapta

Z_RD=645,6 N

Y_Rd=452 N

M'_Yd= Y_Rd* r_d =452* 332=150064 N

In plan vertical

R_v = Z_Rd= 645,6 N

M_V=- M'_Yd=150064 N

Verificare:

a)      M_iV=3301079,3 - 150064*170 =866399,3

N/mm²

M_iH = 0

M_t =0

b)      M_iv =M_v + Rvs*l =150064+14200*170=872464,2 Nmm

N/mm²

4. Regimul trecerii peste obstacole

Z_Rs= Z_RD= 14204,3 N

In plan vertical

R_v = Z_Rs=14204,3 N

In planele orizontal (H) si transversal (T) nu actioneaza nici o forta si nici un moment

M_vs= M_v + R_vs*l =14204,3*170=2521551,6 N/mm

N/mm²