Calcul Si Constructie Punte Motoare

3

1.Generalitati: Roţile automobilului, în funcţie de natura şi de mărimea forţelor şi momentelor care acţionează asupra lor, pot fi: -roţi motoare (antrenate): sunt roţile care rulează sub acţiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului; -roţi libere (conduse): sunt roţile care rulează sub acţiunea unei forţe de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului; -roţi frânate: sunt roţile care rulează sub acţiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roţilor (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor). Pentru autoturisme, prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după soluţiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicând numărul roţilor, iar cea de-a doua, pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punţi sunt cu roţi motoare. Punţile motoare, faţă de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcţie de modul de organizare a tracţiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roţile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări şi anume: -adaptare geometrică determinată de poziţia relativă dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc roţile motoare; -adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului; -divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roţile motoare ale punţii.

3

Pentru a-şi îndeplinii funcţiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferenţialul şi transmisiile la roţile motoare. În procesul autopropulsării, din interacţiunea roţilor motoare cu calea, iau naştere forţe şi momente de reacţiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forţe şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forţelor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor după direcţii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punţii, numit mecanismul de ghidare al roţilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul punţii, cinematica roţii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punţi rigide şi punţi articulate.

1.1 . Studiul solutilor adoptate: Puntea din spate motoare are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia longitudinala si fortele verticale de la caroseria autovehiculului, larotile motoare. Puntea din spate trebuie sa transmita caroseriei fortele de tractiune si fortele de frinare, precum si momentul reactiv si momentul de frinare, care apare in momentul deplasari. Puntea din spate trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditi: -sa asigure o functionare normala a tuturor organelor montare in carterul puntii; -sa permita un raport de transmitere optim intre economicitate si dinamica autovehiculului; -sa aiba un gabarit cit mai redus; -sa asigute o capacitate de trecere mare;

3

-sa aiba un cost cit mai redus;

1.2. Soluti similare a puntii motoare: Punte motoare in carterul punti se afla si planetarele Fig. 1 punte ii mai rigida si nu necesita materiale speciale si este o varianta simpla.

Fig. 1 Punte motoare rigida.

Punte motoare in care arborii planetari se afla in afara carterului diferentialului [Fig. 2 a) si b)] se foloseste la pinte motoare cu suspensie independenta, este ce-a mai folosita solutie in prezent la automobile. Asigura o stabilitate buna in viraje un confort marit in exploatare.

3

Fig.2 a) Diferential autoblocant cu patinare limitata.

Fig. 2 b) Ansamblu punte motoare.

1.3. Solutii similare pentru transmisia principal si diferential:

3

Transmisia principala are rolul de a multiplica momentul motor primit de la transmisia longitudinala si de al trimite cu ajutorul diferentialului la arbori planetari in majoritatea cazurilor sub un unghi de 90 grd. Fata de axa pinionului transmisiei principale. Trebuie sa asigure o calitate dinamica, economicitate, functionare silentioasa , gabarit cit mai redus, functionare fara zgomot, sa permita reglare, sa sa demonteze usor, sa fie rezistent, sa aiba un randament ridicat. Transmisia principala se face de obice printrun angrenaj conico-cilindric la care difera dantura prin care se face angrenarea: -dinti dreplti nu pre sunt utilizati pentru ca au un randament scazut si au un nivel de zgomot ridicat

-dinti inclinati si dinti cu dantura in evolventa (curbi) sunt cei mai folositi in majoritatea cazurilor transmit momemte mari au silentiozitate in timpul utilizari, au dezavantajul ca necesita costuri ridicate in fabricatie; Fig. 3

3

Fig. 3 Diferential coroana si pinionul de atac cu dantura curba.

-melc roata melcata se utilizeaza la camioane si autovehicole ce necesita rapoarte mari de transmitere pentru un gabarit cit mai redus; -diferential autoblocan cu viscocuplaj pentru mai bune performante ale autovehiculelor Fig. 4;

3

Fig. 4 Diferential autoblocabil cu viscocuplaj. -diferential cu melc roata melcata, se utilizeaza 6 sau 8 melci satelit si doa roti melcate planetatre, sunt folosite pentru autoblocare au constructive simpla si nu mecesita mechanism auxiliar de blocare;

2. Solutia adoptata pentru punte motoare: Solutia puntii motoare adoptata se afla in Fig. 5 este o punte motoare rigida pentru ca echipeaza un camion;

3

Fig. 5 Punte motoare rigida.

2.1.

Solutia adoptata pentru diferential si scema de organizare: Se adopta o solutie a transmisiei principale clasica pinion coroana dintata cu dinti inclinati, pentru o mai buna transmitere a puteri si pentreu silentiozitate in expoatare . Schema de functionare este prezentata in Fig. 6;

3

Fig. 6 Schema de organizare a transmisiei principale si a diferentialului.

2.2. Solutia adoptata arborelui planetar si schema de organizare: Arborele planetar Fig. 7, rigid pentru ca este punte rigida si nu necesita arbori articulatii;

Fig. 7 Arbore planetar articulate la ambele capete si schema de organizare. 1-capatul arbotelui montat in diferential; 2-capatul arborelui montat in butucul rotii motoare;

3

2.3. Solutia adoptata butucului riti motoare si schema de organizare: Organizarea butucului roti motoare Fig. 11. Sistemul de ghidare este prins de carterul puntii motoare, butucul interior este prevazut cu caneluri pentru asamblarea arborelui planetar si butucul interior este asamblat cu dio rulmenti radial-axiali in interiorul butucului exterior;

Fig.11 Butucul roti si schema de organizare.

3. Dererminarea momentului motor de calcul:

3

3

MM  385.33  10

ic v1  7.374 c v  0.94

(Nmm)

Pentru calcule se adoptã: cv=0,97...0,98 ( pentru prizã directã) cv=0,92...0,94 (pentru celelalte trepte) c=0,990...0,995 (transmsie longitudinalã) 0=0,92...0,94

c  0.99 0  0.92   cv c  0 Mc  MM  ic v1  

  0.856 6

Mc  2.433  10

Raportul de transmitere din angrenajul conic

(Nm) i0  4.476

3.1. Calculul rotilor dintate conice:

3

Numãrul de dinti z 1  9 z 2  z 1  i0

z 2  40.284 z 2  40

se adopta

Unghiul de angrenare in sectiunea normalã =20 (grade)  n  20  180

n  0.349

Lãtimea danturii mf  5 b  9  mf Unghiul de inclinare al danturii in sectiunea medie m=35...40 (grade) pentru danturã curbã   m  0.698  m  40  180

b  45

3

Coeficientul inãltimii capului de referintã normal si frontal

 

f0f  f0n  cos  m

f0n  1 f0f  0.766

Coeficientul jocului de referinta la fund, normal si frontal

 

w0f  w0n  cos  m

w0n  0.2 w0f  0.153

Unghiul conului de divizare  z1  1  0.221 1  atan    z2  2  90 

11  1 

22  2 



180

180  180 

 1

2  1.349

11  12.68

22  77.32

(grade)

( grade)

3

11  1 

22  2 

180

11  12.68

 180

22  77.32



(grade)

( grade)

Numarul de dinti ai rotii echivalente z 1ech 

z 2ech 

z1

 

 3

cos 1  cos  m z2

 

 3

cos 2  cos  m

z 1ech  20.521

z 2ech  405.359

3

Lungimea generatoarei conului de divizare b  sin  1 3 mf  5.014 mf   cos   m  z1 2

L  103.477 (mm)

L  0.5  mf  z 1  i0  1

Adâncimea de lucru a dintilor he  2  f0f  mf

he  7.682

Jocul de fund c  w0f  mf c  0.768 Înãltimea dintelui h  he  c

h  8.45 (mm)

Deplasarea specificã în sectiunea frontalã  f  0.03

Înãltimea capului



a1  mf  f0f   f



a2  he  a1

a1  3.991 (mm) a2  3.69 (mm)

Inaltimea piciorului Diametrul de divizare bD1 h z am d1 1 1f b  h  a2 D2  z  m d2

2

f

(mm) 1  4.459 Dd1  b45.124 (mm) b  4.759 (mm) 2 Dd2  200.551 (mm)

3

Unghiul piciorului dintelui

 b1 

 1  atan 



 1  0.043

 L  b2 

 2  atan 



 L

 2  0.046

Unghiul conului exterior e1  1   2

e1  0.267

e2  2   1

e2  1.393

e11  e1  e12  e2 

180  180 

e11  15.314 e12  79.787

3

Unghiul conului interior i1  1   1

i1  0.178

i2  2   2

i2  1.304

i11  i1  i12  i2 

180  180 

i11  10.213 i12  74.686

Diametrul de virf

  De2  Dd2  2  a2  cos  2 De1  Dd1  2  a1  cos 1

De1  52.912 De2  202.171

3

Distanta de la virful conului pina la dantura H1  H2 

Dd1

 

2  tan 1 Dd2

 

2  tan 2

 

H1  99.4 (mm)

 

H2  18.962 (mm)

 a1  sin 1  a2  sin 2

Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

 

S 1  mf  

 2

 2  f 

S2    mf  S1

  f0f  cos   m  tan n



 0



S1  8.062 (mm) S2  7.689

(mm)

3

Verificarea angrenajului reductorului central

Calculul de rezistentã la încovoiere K d  0.22

ef1 

ef2 

mk  10

y 1  0.12

0.48  Mc  Kd  i0

ef1  471.888

Dd1  b  mk y 1

0.48  Mc  Kd  i0

y 2  0.05

(MPa)

ef2  254.82

Dd2  b  mk y 2

5

E  2.1  10

c1  0.316

c2  0.316

Mc  E

 

b  De1  cos n

 1  1   



2  Mc  E



 

b  De2  cos n

1

2

c 1  1435.606



 1  1   





1

2



c 2  1038.643

a=1600 MPa

3.2. Calculul rulmentilor:

(MPa)

(MPa)

3

Calculul fortelor din angrenajele concurente cu dantura înclinatã Pinion Ft1  2 

Fa1 

Ft1

 

cos  m

Mc

5



 

 

 

 

 tan n  sin 1  sin  m  cos 1

4

Fa1  9.951  10

Fr1 

(N)

Ft1  1.078  10

Dd1

Ft1

 

cos  m



 

 

 

(N)

 

 tan n  cos 1  sin  m  sin 1

4

Fr1  6.984  10

(N)

3

Coroanã

Ft2  2 

Fa2 

Mc

4

Ft2  2.426  10

Dd2

Ft2

 

cos  m



 

 

 

 

 tan n  sin 2  sin  m  cos 2

4

Fa2  1.571  10

Fr2 

Ft2

 

cos  m

(N)



 

 

 

(N)

 

 tan n  cos 2  sin  m  sin 2

4

Fr2  2.239  10

(N)

3

Verificarea rulmentilor din arborele pinionului l1  109

(mm)

(mm)

l2  55

Reactiunile în punctul B

YB  Ft1 

l1

5

YB  2.137  10

l2

Fr1  l1  Fa1  ZB 

RB 

l2 2

YB  ZB

2

(kN)

Dd1 2

4

(kN)

5

(kN)

ZB  9.759  10

RB  2.349  10

3

Reactiunile în punctul A YA 



Ft1  l1  l2



l2





Fr1  l1  l2  Fa1  ZA 

RA 

2

(kN)

5

(kN)

5

(kN)

Dd1 2

ZA  1.674  10

l2 YA  ZA

5

YA  3.215  10

2

RA  3.625  10

RA 1.7

XA  0.5 

RA XA  0.564

YA

RB 1.7

4

Fa1  9.951  10

0.5  ( 124.113  44.432)  39.84

Pentru rulmentul din lagãrul A avem urmãtoarele caracteristici:

kN

Cr  216

XA  0.5 

RA YA

XB  XA  Fa1

Q  RA

5

 2.132  10

e  0.35

Y A  1.7

5

XA  1.066  10

5

XB  2.061  10 5

Q  3.625  10

(kN)

5

 1.382  10

3

nM  1800

n 

D 

nM

n  244.101

icv1

Dh  3000

60  n  Dh

D  43.938

6

10

3

6

C  Q  D

trebuie sã fie< Cr

C  1.279  10

Rulmentul in lagarul B Cr  120

(kN)

Qec h  0.4  RB  Y  XB

3

C  Qech  D

Y  1.7

XB  25

4

Qech  9.401  10

5

C  3.317  10

trebuie sa fie< Cr

3

3.3. Calculul diferentialului:

Calculul axului satelitilor Raza medie a pinionului planetar

Efortul unitar de forfecare

 f 

4  MM  icv1  i0 2

N  Rm    d

Rm  62

(mm)

d  40

(mm)

3

Stabilirea momentelor de clacul pe baza fluxului de putere

Momentul de calcul pentru rotile dintate (MC) N  2

Numãrul satelitlor

MC 

MM  icv1  i0

6

(Nm)

MC  6.359  10

N

Momentul de calcul pentru imbinarea rotilor planetare cu arborii planetari

  1.20 MC1  MM  icv1  i0 

 1 

6

MC  6.359  10

(Nm)

3

MM  icv1  i0

S2 

S2  67.65

N  R1  d  h2

(N/mm2)

2 as2=80(N/mm ) Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si satelit h1  45

S1 

(mm)

MM  icv1  i0

S1  56.981

N  Rm  d  h1

2 as1=40...60(N/mm )

Calculul la strivire din angrenarea satelitului cu rotile planetare d1  50

s3 

(mm)

4  MM  icv1  i0  10 2 2   N  Rm   d1  d 

d  40

 

 

 tan n  sin 1

(mm)

s3  115.93

(N/mm2)

2 as3=100...120(N/mm )

3.4. Calculul arborelui planetar: Arborii planetari sunt solicitati la torsiune si incovoiere, functie de modul de montare al butucului.

Calculul arborilor planetari Calculul arborilor planetari se face pentru patru regimuri caracteristice de miscare: - regimul tractiunii - regimul frânãrii - regimul derapãrii - regimul trecerii peste obstacole

3

Regimul tractiunii

Greutatea autovehiculului

Ga  11075  9.81

Lungimea autovehiculului

L  7000

(mm)

Înãltimea centrului de greutate

hg  1093

(mm)

Ecartamentul autoehiculului

B  1700

Raza de rotii

rd 

Coordonatele centrului de greutate

Coeficientul de aderentã

(mm)

850

(mm)

rd  425

2

Unghiul de înclinare al drumului =17(grade)

(N)

Ga  108645.75

  17 

 180

a  4200

(mm)

b  2800

(mm)

  0.297

  0.75

Coeficientul de încãrcare dinamicã a puntii motoare la demaraj

m2 

L  cos ( ) L    hg

Greutatea puntii fatã

Greutatea puntii spate

m2  1.083 G1  3322.5  9.81

G2  5537.5  9.81

4

(N)

G1  3.259  10

4

G2  5.432  10

(N)

3

Reactiunea normalã dinaimicã ZRs=ZRd ZRs  m2 

G2 2

4

ZRs  2.942  10

Reactiunea tangentialã dinamicã XRs=XRd Coeficientul de blocare al diferentialului   1.2

(N)

3

MM  icv1  i0

XRs 

rd





4

(N)

XRs  1.632  10

1 

3.1.2. Regimul frânãrii

Reactiunile normale la frânare ZFs=ZFd Coeficientul de încãrcare dinamicã al puntii spate m2f 



cos ( )  a    hg

ZFs  m2f 



a G2 2

m2f  0.77 4

(N)

ZFs  2.09  10

Reactiunile tangentiale la frânare XFs=XFd XFs  ZFs 

4

XFs  1.568  10

(N)

3

Regimul derapãrii

Y Rs 

Y Rd 

G2   2 G2  

2

ZRd 

G2 2

  hg 



B

4

 



2    hg 



B

 1 

2 G2

ZRs 



 1  2



2    hg 



B

 1 

 

(N)

Y Rd  724.971

(N)

4



ZRs  5.336  10





2    hg 



B

 1 

YRs  4.002  10



ZRd  966.628



Regimul trecerii peste obstacole G2

ZR 

4

 

(N)

ZR  2.716  10

2

ZR

  0.5

G2

Calculul arborilor planetari total descãrcati de momente de încovoiere Diametrul arborelui panetar:

(mm)

d  90

MR  XRs rd

MR  6.937  10

6

(Nmm)

3

W t  1.458  10

5

(mm3)

W t  0.2  d

 t 

MR Wt

 t  47.58

(N/mm2)

2 at=500 (N/mm )

(N)

(N)

3

Bibliografie: 1. Gheorghe Frăţilă ş.a.: Calculul şi construcţia autovehiculelor, EDP Bucuresti,1987 2. Untaru ş.a. : Calculul şi construcţia autovehiculelor, EDP Bucuresti, 1982 3. Nicolae Tecuşa ş.a.: Tractoare şi Automobile, EDP Buc. 1982 4. Frâncu Tanase ş.a.: Tehnologia reparării

3

automobilului, EDP Buc.1983 5. Al. Groza ş.a.: Metode şi lucrări practice pentru repararea automobilului ET, 1985 6. Gheorghe Poţincu ş.a.: Automobile, EDP Bucuresti, 1980 7. Gh. Frăţilă şi E. Draghici ş.a.: Maşini şi utilaje, construcţii de autovehicule, EDP Buc.1980 8. M. Untaru, Gh. Frăţilă, I. Tabacu ş.a. : C.C.A. EDP Buc1982 9. Corneliu Mondiru : Automobile Dacia. DignosticareÎntretinere-Reparare, ET, Bucuresti, 2003 10. Dudiţă Florin: Transmisii cardanice, ET Buc.1966 11. D.Marincaş şi D.Abăitancei: Fabricarea şi repararea autovehiculelor rutiere 12. Curs: Calculul şi Construcţia Autovehiculelor, Prof. Varga Bogdan Site-uri:       

www.gwb-essen.de www.egermanparts.com www.powerbelt.ro www.skf.com www.made-in-china.com www.yjlautoparts.com www.dennysdriveshaft.com