selecteazaAfaceri | -- Agricultura | -- Asigurari | -- Comert | -- Confectii | -- Contabilitate | -- Contracte | -- Economie | -- Transporturi | -- Turism | -- ZootehnieCalculatoare | -- Access | -- Adobe photoshop | -- Algoritmi | -- Autocad | -- Baze de date | -- C | -- C sharp | -- Calculatoare | -- Corel draw | -- Dot net | -- Excel | -- Fox pro | -- Frontpage | -- Hardware | -- Html | -- Internet | -- Java | -- Linux | -- Matlab | -- Ms dos | -- Pascal | -- Php | -- Power point | -- Retele calculatoare | -- Sql | -- Tutorials | -- Webdesign | -- Windows | -- Word | -- XmlCasa masina | -- Arhitectura | -- Auto | -- Casa gradina | -- Constructii | -- Instalatii | -- Pomicultura | -- SilviculturaDidactica pedagogie | -- GradinitaDiverse | -- Animale | -- Arta cultura | -- Divertisment | -- Film | -- Jurnalism | -- Muzica | -- Pescuit | -- Pictura | -- VersuriEducatie | -- Astronomie | -- Biofizica | -- Biologie | -- Botanica | -- Carti | -- Chimie | -- Copii | -- Educatie civica | -- Fabule ghicitori | -- Fizica | -- Gramatica | -- Joc | -- Literatura romana | -- Logica | -- Matematica | -- Poezii | -- Psihologie psihiatrie | -- SociologieFinante | -- StatisticaGeografie | -- Demografie | -- Ecologie mediu | -- Geologie | -- Hidrologie | -- MeteorologieIstorie & politica | -- Arheologie | -- Istorie | -- Personalitati | -- Stiinte politiceLegislatie | -- Administratie | -- DreptManagement | -- Comunicare | -- Marketing | -- Protectia muncii | -- Resurse umaneSanatate | -- Alimentatie nutritie | -- Asistenta sociala | -- Cosmetica frumusete | -- Logopedie | -- Retete culinare | -- SportTehnologie | -- Aeronautica | -- Comunicatii | -- Electronica electricitate | -- Merceologie | -- Tehnica mecanica

Login    Register

Home Documente Upload Resurse Alte limbi Afaceri Calculatoare Casa masina Didactica pedagogie Diverse Educatie Finante Geografie Istorie & politica Legislatie Limba Management Sanatate Tehnologie

Calculul la oboseala la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv de contact de contact, p_efc, se determina, in acest caz cu relatia (12), unde forta tangentiala F_t=F_{t ech}, care se ia in calcul, corespunde momentului mediu echivalent, M_ech, dezvoltat la o turatie medie echivalenta w_ech

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

Efortul unitar admisibil la contact este dat de relatia:

(21)

unde:

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

echivalente N_ech;

- c' : coeficient de siguranta;

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

(22)

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

(23)

unde:

- N_b : numarul ciclurilor durabilitatii de baza;

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

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

Solicitarea de oboseala la incovoiere

5. Diferentialul

5.1. Necesitatea diferentialului ca mecanism al puntii motoare

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

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

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

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

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

5.2. Cinematica si dinamica diferentialului

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

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

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

=constant

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

si

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

Bilantul de putere al diferentialului este:

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

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

Se obtin momentele transmise arborilor planetari:

- pentru arborele intarziat: ;

- pentru arborele in avans: .

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

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

5.3. Constructia diferentialului.

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

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

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

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

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

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

a)    b)

Fig. 5. Constructia diferentialului simplu cu roti dintate conice

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

5.4. Elemente de calculul diferentialului

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

momentul pentru calculul axei satelitilor:

(24.)

momentul pentru calculul angrenajului pinion planetar-satelit:

(25)

momentul de calcul pentru arborii planetari:

(26)

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

s_C=75 daN/mm² s_Flim=273 N/mm² HB=295 N/mm²

s_r=95 daN/mm s_Hlim=713 N/mm²

Diametrul axului satelitilor este:

(27)

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

Notatii si relatii de calcul

Sateliti

Roti planetare

numarul de dinti

z₁=10

z₂=16

unghiul de angrenare in sectiune normala

a_n=20⁰ conform STAS 6844-63

unghiul de inclinare al dintelui in sectiune medie a danturii

b_m

coeficientul inaltimii capului de referinta normal si frontal

f_0n=1 conform STAS 6844-63

f_0f= f_0n cosb_m

coeficientul jocului de referinta la fund, normal si frontal

w_0n=0.2 conform STAS 6844-63

w_0f w_0n cosb_m

Sateliti

Roti planetare

unghiul conului de divizare

d =arctgz₁/z₂=32

d d

numarul de dinti ai rotii echivalente

z_ech1=z₁/(cosd cos³b_m

z_ech2=z₂/(cosd cos³b_m

deplasarea specifica in sectiune frontala

x_f1 x_f2

lungimea generatoarei conului de divizare

L=0,5*m_f*z₁*=45 mm

adancimea de lucru a dintilor

h_e=2 f_of m_f=6,8    mm

jocul la fund

C=w_0f m_f=0,68    mm

inaltimea dintelui

h₁=h₂=h=h_e+c=7,48    mm

inaltimea capului

a₁=m_f (f_0f+x_f mm

a₂=h_e-a₁=3    mm

inaltimea capului

b₁=h-a₁=2,30    mm

b₂=h-a₂=5,85    mm

unghiul piciorului dintelui

g =arctg b₁/L=2,92

g =arctg b₂/L=7,4

unghiul conului exterior

d_e1 d g

d_e2 d g

unghiul conului interior

d_i1 d g

d_i2 d g

modulul frontal

m_f==4,44 mm

diametrul de divizare

D_d1=m_f z₁=44,4 mm

D_d2=m_f z₂=71,04 mm

Calculul de rezistenta si verificare al angrenajelor

a) Verificarea la solicitarea de contact :

(28)

unde:

-

- Z_E=189,8 Mpa^1/2 : factorul de material ;

- Z_e : factorul gradului de acoperire;

- Z_H=2 : factorul zonei de rostogolire;

- Z_b=0,87 : factorul inclinarii dintelui;

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

Y_m : coeficientul de latime al rotilor;

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

<

Verificarea la solicitarea de incovoiere:

(29)

unde:

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

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

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

Y_b : factorul unghiului de inclinare al danturii;

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

s_Fp=520 N/mm²

Dimensionarea arborilor planetari

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

(30)

unde:

-

-

-

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

-z=6 caneluri -D=28 mm

-b=7 mm -d=23 mm

Verificarea la strivire a canelurilor:

Adopt :

Verificarea la forfecare:

Adopt :

Fortele care iau nastere in angrenajele diferentialului:

-fortele tangentiale:

-forta de strivire dintre axa satelitilor si carcasa diferentialului:

-forta radiala:

(35)

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

(36)

t_f < t_af = 110 Mpa

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

(37)

s_s1 < s_as1 = 110 MPa

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

(38)

s_s2 < s_as2 = 60 Mpa

6. Solutii constructive pentru stabilizarea rotilor de directie

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

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

La puntea din fata se deosebesc urmatoarele unghiuri:

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

-unghiul de inclinare transversala a pivotului δ;

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Daca un automobil se deplaseaza in curba (fig. 13), in centrul sau de greutate actioneaza forta centrifuga F_c, echilibrata de reactiunile laterale Y₁ si Y₂ la puntile automobilului si aplicate in punctele de contact ale rotilor cu calea. Datorita inclinarii longitudinale a pivotului, reactiunea Y_1s si Y_1d ale rotilor din stanga si din dreapta dau nastere la un moment stabilizator M_s, dat de relatia:

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

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

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

7. Mecanismele transmiterii momentului

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

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

7.1. Cuplaje unghiulare

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

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

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

Fig. 14. Cuplaje unghiulare bicardanice fara dispozitiv de centrare

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

Fig. 15. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

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

Fig. 16. Cuplaj unghiular Tracta

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

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

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

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

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

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

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

7.2. Cuplaje unghiular-axiale

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

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

Fig. 20. Cuplaj unghiular-axial Rzeppa

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

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

a)    b)

Fig. 22. Cuplaje unghiular-axiale tripode

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

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

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

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

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

avand valorile extreme:

,

unde l este un parametru definit de relatia:

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

Fig.24. Elementele cinematice ale cuplajului tripod.

7.3. Transmisii universale.

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

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

Fig. 25. Tipuri constructive de transmisii universale

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

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

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

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

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

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

Mecanismul de ghidare

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

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

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

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

Fig.26

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

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

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

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

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

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

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

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

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

(39.)

iar a centrului suprafetei de contact:

(40.)

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

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

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

Calculul puntilor articulate se face pentru regimul franarii. In acest caz asupra puntii actioneaza reactiunile normale Z_s = Z_f si reactiunea tangentiala F_fs = F_fd data de momentul de franare.

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

Fortele sunt:

(43.)

(44.)

(45.)

(46.)

(47.)

DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Vizualizari: 8687
Importanta:

Comenteaza documentul:

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

Creaza cont nou

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