transmisii,cutii de viteze,ambreiaje si prize de putere

Ion TABACU

TRANSMISII MECANICE PENTRU

AUTOTURISME

Editura Tehnic< Bucureşti - 1999

ISBN 973-31-1340-9

PREFAğĂ

Utilizarea automobilului se face pe diverse drumuri, în limite foarte largi de variaYie a vitezei de deplasare şi a greut<Yii înc<rc<turii transportate. In aceste condiYii autopropulsarea automobilului, datorat< energiei mecanice primite de roYile motoare de la motorul automobilului, este posibil< când se realizeaz< concordanY< între necesarul de momente şi puteri, necesar care este în funcYie de condiYiile în care este utilizat automobilul şi oferta de momente şi puteri, ofert< f<cut< de motor. InterfaYa dintre sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare) este constituit< de transmisie.

FaYa de simpla autopropulsare, progresul tehnic şi tehnologic din construcYia de automobile ofer< în ultimii ani o nou< viziune asupra automobilului: automobilul economic şi ecologic. In aceste circumstanYe transmisia, ca interfaY< între motorul termic al automobilului şi roYile motoare, trebuie s< “ajute” motorul cu ardere intern< pentru a se încadra în limitele impuse pentru consumul de combustibil, pentru emisia de substanYe nocive din gazele de evacuare, pentru zgomot etc.

Din punct de vedere al pieYei de desfacere a automobilelor se remarc< orientarea clar< spre o piaY< condus< de cump<r<tor, în care competiYia a devenit acerb< prin intrarea în joc a unor firme extrem de agresive şi de puternice financiar. A rezultat în mod direct creşterea importanYei sectorului tehnic şi de concepYie al firmelor auto, care trebuie s< genereze modele cât mai performante din punct de vedere timp de apariYie pe piaY<, preY, calitate, fiabilitate în exploatare.

Pentru corelarea tuturor cerinYelor enunYate mai înainte studiul transmisiei unui automobil trebuie privit din dou< puncte de vedere: în ansamblu pentru sporirea performanYelor 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 fabricaYie şi utilizare, funcYionare cu randamente ridicate, întreYinere simpl<, nepretenYioas<, 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 performanYele de confort în conducere oferit de celelalte tipuri de transmisii, f<r< a se influenYa substanYial costurile, acestea fiind menYinute cu mult sub cele ale modelelor similare echipate cu transmisii hidraulice sau electrice.

Mediul concurenYial, cerinYele legislative şi de protecYie a mediului, gusturile clienYilor, 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

PrefaĠă

6

luni. Pentru a se atinge asemenea performanYe, pe lâng< suportul oferit de dotarea cu echipamente şi aplicaYii software, este evident< şi o repoziYionare a personalului angajat în conceperea unui nou model, Yinând cont de mijloacele avute la dispoziYie. 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<Yile 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, cunoştinYe din domeniul construcYiei şi calculului de automobile.

Inscriindu-se în acest context, lucrarea Transmisii mecanice pentru

autoturisme, bazat< pe o documentare în actualitatea din domeniul construcYiei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi funcYiile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de soluYii constructive şi elemente de calcul şi proiectare. Dup< primele dou< capitole de noYiuni introductive şi funcYionarea global< a grupului motopropulsor, sunt prezentate subansamblele transmisiei: ambreiajul, cutia de vitez<, transmisia longitudinal< şi puntea motoare. Ultimul capitol, destinat tracYiunii integrale, cuprinde: definirea segmentului din industria de autoturisme pentru care soluYia tracYiunii integrale reprezint< o oportunitate pentru creşterea performanYelor, soluYii constructive şi elemente specifice acestor autoturisme. O pondere însemnat< este acordat< –în cuprinsul c<rYii– cunoaşterii, pornindu-se la la funcYiile componentelor transmisiei, construcYiei şi funcYion<rii diverselor soluYii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a soluYiilor tehnice existente.

Modelele de studiu şi relaYiile matematice stabilite stau la baza calculelor de proiectare a automobilelor, a metodologiilor de încercare ale acestora, precum şi a organiz<rii raYionale a utiliz<rii acestora. RelaYiile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşureaz< transcrierea lor direct în programe pentru calculatoare electronice.

Lucrarea este destinat<, în primul rând, specialiştilor formaYi care lucreaz< în domeniul construcYiei şi utiliz<rii automobilelor şi studenYilor de la specializ<rile de autovehicule rutiere. În acelaşi timp, prin conYinutul informativ al majorit<Yii capitolelor, cartea este util< personalului din staYiile de întreYinere şi service pentru autoturisme precum şi publicului larg, dornic de informaYii 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 self-

propulsion: 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 construcYiei de automobile, cuprinde şapte capitole în care sunt tratate unitar aspecte legate de rolul şi funcYiile transmisiei şi a subansamblelor componente, prezentarea de soluYii constructive şi de elemente de calcul şi proiectare. Dup< primele dou< capitole de noYiuni introductive şi de funcYionare 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 tracYiunii integrale, cuprinde, dup< o analiz< a categoriilor de autoturisme la care prin tracYiune integral< se creaz< o posibilitate cert< de sporire a performantelor, construcYii specifice tractiunii integrale la autoturisme şi soluYii de transmisii pentru automobile cu tracYiune integral<.

O pondere însemnat< se d< –în cuprinsul c<rYii– cunoaşterii, pornindu-se la la funcYiile componentelor transmisiei, construcYiei şi funcYion<rii diverselor soluYii impuse de industria de autoturisme indicând-se criterii de apreciere a soluYiilor tehnice existente. RelaYiile 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 formaYi sau în formare în domeniul automobilelor şi pân< la publicului larg, dornic de informaYii legate de autoturismul dorit.

CUPRINSUL

1. NOXIUNI INTRODUCTIVE …………………………………...……..………… 9

1.1. Automobilul: definiYii, clasificare, organizare ……...………………..………. 9

1.1.1. DefiniYii, 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. FUNCXIONAREA GRUPULUI MOTOR-TRANSMISIE…………...……...… 21

2.1. Definirea transmisiei……………………………………………..…...………. 21

2.2. FuncYionarea global< a grupului motopropulsor……………………..……..… 25

2.3. CondiYii de determinare a rapoartelor de transmitere ale transmisiei ……..…. 27

2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de dinamicitate… 28

2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de funcYionare

economic< ………………………………..……………………...……. 29

2.3.3 Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de optimizare a

performanYelor dinamice şi de consum…………………………...…… 32

3. AMBREAIAJUL………………………………………………………………..…. 35

3.1. GeneralitaYi………………………………………………………………...….. 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 siguranY< al grupului motopropulsor………. 43

3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea vibraYiilor de

torsiune între motor şi transmisie ……………………………...…...…. 45

3.1.5. CerinYele ambreiajului ……………………………....…………..…….. 46

3.2. ConstrucYia ambreiajelor mecanice……………………………...…..………... 47

3.2.1. SoluYii constructive de ambreiaje mecanice ……………...………….... 50

3.2.2. Elemente constructive ale ambreiajelor mecanice ………...………….. 51

3.2.3. Sistemul de acYionare 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<rYilor conduc<toare şi conduse ale ambreiajului..…………...…….. 80

3.4.1. Calculul p<rYii conduc<toare ……………………………………...…... 80

3.4.2. Calculul p<rYii conduse ………………………………..…………..….. 83

3.5. Calculul sistemului de acYionare a ambreiajului …………………………...…. 85

3.5.1. Dimensionarea cinematic< a sistemelor de acYionare ……………..….. 85

4. CUTIA DE VITEZE………………………………………..…………….……….. 89

4.1. Generalit<Yi……….…………………………………..…………………...…... 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

Cuprinsul

8

4.2.4. Carterul cutie de viteze……………………………………………..…. 120

4.2.5. Ungerea cutiei de viteze ………………………………………..…….. 123

4.2.6. Sistemul de acYionare al cutiei de viteze în trepte ………………..…... 125

4.3. Cutii de viteze planetare………………………………………..………...…… 137

4.3.1. NoYiuni generale despre mecanismele planetare.….……………..….… 137

4.3.2. ConstrucYia cutiilor de viteze planetare……………………………...… 141

4.4. Transmisii mecanice cu variaYie continu< a raportului de transmitere ……...... 144

4.4.1. Generalit<Yi…………………………………………………………..... 144

4.4.2. Tipuri constructive de transmisii mecanice continui…………….…..... 147

4.5. Elemente de calculul cutiilor de viteze……………………………………...… 158

4.5.1. Dimensionarea angrenajelor………………………………………..…. 158

4.5.2. Dimensionarea arborilor…………………………………………..…... 176

4.5.3. Calculul pentru alegerea lag<relor………………………………...…... 179

5. TRANSMISIA LONGITUDINAL;………………………..……………………. 182

5.1. Generalit<Yi…………………..……………………………………………...… 182

5.2. Cinematica transmisiilor longitudinale………………………………..……… 184

5.2.1. Cinematica transmisiei cardanice……….…………………………...… 184

5.3. ConstrucYia transmisiei longitudinale.…...…………………………………..... 188

5.3.1. Cuplaje unghiular cardanice……………………………………..……. 189

5.3.2. Arbori cardanici…………………………………………………...…... 191

5.4. Elemente de calculul transmisiei longitudinale……………………………..... 194

6. MECANISMELE DE PUTERE ALE PUNXII MOTOARE ...……..………..… 199

6.1. Generalit<Yi ………………………………….……………………………...… 199

6.2. Transmisia principal<………………………………………………………..... 200

6.2.1. ConstrucYia transmisiei principale…………………………………...… 201

6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale…………………………... 210

6.3. DiferenYialul ………………………………………………………………….. 218

6.3.1. Necesitatea diferenYialului ca mecanism al punYii motoare………….... 218

6.3.2. Cinematica şi dinamica diferenYialului………………………………... 222

6.3.3. ConstrucYia diferenYialului…………………………………………...… 225

6.3.4. Elemente de calculul diferenYialului…………………………………... 226

6.4. Transmisiile transversale……………………………………….……………... 229

6.4.1. Tipuri constructine de transmisii transversale………………………… 229

6.4.2. Cuplaje unghiulare………………………………………………….…. 230

6.4.3. Cuplaje unghiular-axiale………………………………………….…… 233

6.4.4. Transmisii universale……………………………………………..…... 236

7. TRACXIUNEA INTEGRAL;…………………………………………………… 238

7.1. InfluenYa organiz<rii tracYiunii asupra performanYelor…………………...…… 238

7.1.1. CondiYiile de rulare ale roYilor motoare………………………...……… 238

7.1.2. Limite de oportunitate în adoptarea tracYiunii integrale…………..…... 241

7.1.3. Limitarea performanYelor prin soluYia tehnic< de realizare a tracYiunii.. 248

7.2. DiferenYiale blocabile şi autoblocabile……………………………………….. 267

7.2.1. DiferenYiale blocabile……………………………………………….…. 269

7.2.2. DiferenYiale autoblocabile……………………………………………... 270

7.3. Distribuitoare şi reductoare distribuitoare………………………………….…. 282

7.4. Mecanisme de rulare liber< …………………………………………………... 290

7.5. Transmisii 4x4 ………………………………………..………………………. 291

BIBLIOGRAFIE…..……………………………………………..………………... 299

NOTIUNI INTRODUCTIVE

1.1. Automobilul: definiĠii, clasificare, organizare

1.1.1. DefiniĠii, clasificări

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 roYi este autovehiculul suspendat elastic pe cel puYin trei roYi 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 roYi care este prev<zut cu o suprastructur< numit< caroserie, prin care i se defineşte o anumit< destinaYie.

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<Yi mari şi foarte mari (GT);

- dup< tipul motorului: cu motor termic – cu aprindere prin scânteie (cu carburator sau cu injecYie de benzin<), cu aprindere prin comprimare, turbine cu gaze, cu reacYie– 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).

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME

10

1.1.2. Compunerea generală a automobilelor Automobilul este o unitate constructiv–funcYional< compus< din mai multe

ansambluri, subansambluri şi mecanisme ce pot fi grupate astfel: motor, transmisie, sisteme de conducere, sisteme de susYinere şi propulsie şi suprastructur<.

Motorul, care constituie sursa energetic< a automobilului, transform< energia chimic< a combustibilului folosit în energie mecanic< necesar< autopropuls<rii automobilului. InfluenYa 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 rotaYie, transferul fluxului de putere al motorului la roYile motoare ale automobilului, realizeaz< adaptarea puterii motorului la condiYiile autopropuls<rii automobilului. Pentru aceasta transmisia cuprinde: ambreiajul, cutia de viteze, transmisia longitudinal< şi mecanismele punYii motoare (transmisia principal<, diferenYialul şi transmisiile la roYile 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 direcYie şi sistemul de frânare. Sistemul de direcYie permite, prin oscilaYia roYilor în plan orizontal, modificarea traiectoriei şi conservarea mersului rectiliniu atâta timp cât nu se exercit< o acYiune voluntar< de schimbare a direcYiei 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 menYinerea automobilului oprit pe oricare din c<ile pe care se poate autopropulsa. Sistemele de conducere, ca sisteme de siguranY< activ< ale automobilului, condiYioneaz< prin calit<Yile lor posibilit<Yile de utilizare ale automobilului. Sistemele de susYinere şi de propulsie, care asigur< suspendarea elastic< şi cu amortizare a masei automobilului faY< de cale şi transformarea mişc<rii de rotaYie a roYilor, primit< prin intermediul transmisiei de la motor, în mişcare de translaYie a masei automobilului de-a lungul traiectoriei de conducere, se compun din suspensie, punYi şi roYi. Suprastructura automobilului, care asigur< îndeplinirea funcYionalit<Yii automobilului şi asigurarea confortului mersului în automobil, este format< din caroserie şi instalaYii şi echipamente auxiliare. Caroseria, amenajat< în funcYie de tipul şi de destinaYia automobilului, cuprinde spaYii pentru transportul persoanelor, spaYii pentru bagaje şi spaYii pentru dispunerea motorului şi a unor p<rYi din transmisie. Pentru asigurarea cerinYelor specifice de confort şi pentru creşterea siguranYei active şi pasive a automobilului, acesta este prev<zut cu o serie de instalaYii şi echipamente auxiliare.

NoYiuni 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<Yilor 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 funcYie de poziYia relativ< dintre axa longitudinal< a automobilului şi axa de rotaYie a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru autoturisme, prev<zute cu dou< punYi, organizarea tracYiunii se poate realiza dup< soluYiile 4x2 sau 4x4; prima cifr< indicând num<rul roYilor iar cea de-a doua pe cel al roYilor motoare. Pentru organizarea tracYiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispus< în faY< sau în spate. In tabelul 1.1 sunt prezentate principalele soluYii 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 soluYii: clasic<, totul faY< şi totul spate.

a. SoluYia “clasic<”, (poziYia a1, tabelul 1.1), presupune dispunerea motorului în partea din faY< a automobilului şi puntea motoare în spate, situaYie în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare şi motor amplasat longitudinal în faY< 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 fabricaYie propriile motoare. Ea dateaz< înc< din anul 1903 şi a fost realizat< în Germania de Adler. Este cea mai r<spândit< soluYie actual<. În aceeaşi perioad<, 1901- 1904 în Anglia, Clyde, ce nu fabrica motoare, a preferat regruparea cutiei de viteze cu puntea motoare. SoluYia 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< soluYia cu trei arbori; o excepYie 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 faY<, a motorului, ambreiajului şi cutiei de viteze reprezint< cea mai favorabil< soluYie din punct de vedere a repartiYiei sarcini pe punYi; în plus comanda vitezelor poate fi direct< şi precis<.


12

4x4

a 4

b 4

“Tot

ul s

pate

”

a 3

b 2

“Tot

ul f

aĠă”

a 2

b 1

Org

aniz

area

tracĠiu

nii

4x2

“Cla

sică

”

a 1

Ta

bel

ul

1.1

Org

an

iza

rea

şi d

isp

un

erea

gru

pu

lui

mo

t-p

rop

uls

or

D

ispu

nere

a m

otor

ului

Lon

gitu

dina

l

Tra

nsve

rsal


13

Avantajele principale ale soluYiei clasice sunt: bun< repartiYie a sarcinii pe punYi; înc<rcare favorabil< a punYii spate la demaraj şi la urcarea pantelor; r<cire îmbun<t<Yit< a motorului; uzur< relativ identic< a roYilor punYii faY< (directoare) şi a celor din spate (motoare); comenzi simple şi precise ale motorului şi cutiei de viteze.

Conferind automobilului calit<Yi constructive de supravirare, care reprezint< un caracter de mers instabil pe traiectorie, necesit< fie îndemânare deosebit< în conducere, fie soluYii constructive suplimentare pentru corectarea caracterului de supravirare. SoluYia este limitat< la automobile echipate cu puteri medii sau mari şi prezint< avantajul înc<rc<rii dinamice la demarare a punYii spate, cu consecinYe favorabile asupra capacit<Yii dinamice de trecere.

b. SoluĠia “totul faĠă”, (poziYiile a2 şi b2, tabelul 1.1), se obYine prin gruparea grupului motopropulsor în vecin<tatea roYilor faY<, care sunt şi roYi motoare. Realizarea unui ansamblu motopropulsor sub forma unui grup compact amplasat în faY< 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 soluYiei totul faY< sunt: posibilitatea utiliz<rii caroseriilor autoportante; comportament favorabil pe c<i de aderenY< sc<zut<; Dispunerea transversal< a motorului (pozitia b2, tabelul 1.1), constituie o etap< important< în concepYia şi organizarea transmisiei. Ea a fost o consecinY< a reorganiz<rii generale a automobilului modern, pentru a satisface într-un mod optim compromisul între cerinYele: confort - economicitate - preY de fabricare- întreYinere etc. Ca şi în cazul tracYiunii faY< 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 faY< şi, prin aceasta sporirea capacit<Yii de virare a automobilului, mai ales in spatii înguste, specifice zonelor urbane; îmbun<t<Yirea aerodinamicii automobilului prin reducerea restricYiilor privind forma frontal< a acestuia; utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric, ce avantajeaz< randamentul transmisiei şi nu implic< reglaje pretenYiose şi costisitoare aşa cum se face în cazul angrenajelor conice hipoide. Cumularea acestor avantaje justific< amplasarea pe care a luat-o aceast< soluYie în anii '70, soluYie 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 funcYie de poziYia motorului faY< de cutia de viteze, în dou< variante: • motor şi cutie de viteze suprapuse; •motor şi cutie de viteze în prelungire.


14

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< soluYie de amplasare a motorului pentru tracYiunea faY< era singura compatibil< la acea dat< cu structura caroseriei în zona compartimentului motor şi a punYi 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 tracYiune faY<, în anul 1965, sub conducerea ing. Dangauthier. Firma Peugeot a îmbun<t<Yit ulterior construcYia 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 (Visa-Super) şi Renault (R14). Cutia de viteze a ansamblului este cu doi arbori, similar< cu cea de la organizarea soluYiilor 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 roYi dinYate. Amplasarea iniYial< 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 soluYie, 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 cerinYele 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 lanY silenYios, multilamelar. Prima soluYie 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 producYia 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, faY< de precedenta soluYie, sunt legate de: flexibilitatea la montarea unor motoare de capacit<Yi cilindrice diferite; utilizarea aceloraşi motoare la amplasarea transversal< şi longitudinal<.


15

Ansamblul motor-ambreiaj-cutie de viteze-transmisie principal<-diferenYial, realizat în aceast< manier<, este caracterizat de: • montarea transversal< pe automobil se face cu motorul în partea dreapt<, în faYa punYii faY<, 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 montaYi de o parte şi de cealalt< a acestuia; • poziYia diferenYialului este deplasat< faY< de axa longitudinal< c<tre stânga (faY< de postul de conducere), ceea ce determin< lungimi diferite pentru transmisiile transversale.

SoluYia 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. SoluĠia “totul spate”, (poziYiile a3 şi b3, tabelul1.1), se obYine prin gruparea grupului motopropulsor în vecin<tatea roYilor spate, care sunt şi roYi motoare. SoluYia, avantajoas< valorific<rii fluxurilor mari de putere prin înc<rcarea suplimentar< static< şi dinamic< a punYii 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 soluĠia 4x4, sau “cu tracĠiune integrală” ( poziYiile a4 şi b4, tabelul 1.1), dispunerea motorului se face în partea din faY<, iar antrenarea ambelor punYi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. SoluYia, iniYial dezvoltat< pentru automobilele cu capacitate m<rit< de trecere, prezint< avantajul repartiz<rii fluxului de putere la toate roYile automobilului, ameliorându-se calit<tile de tracYiune, mai ales în teren greu, unde se reduce riscul patin<rii roYilor. In plus, la “frânarea cu motorul”, forYele de frânare se repartizeaz< pe toate cele patru roYi, 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 acYioneaz<, dup< direcYia vitezei de deplasare, dou< tipuri de forYe: - forYe active – forYele care au acelaşi sens cu cel al vitezei de deplasare; - forYe de rezistenY< – forYele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare. ForYele active şi de rezistenY< ce pot acYiona asupra automobilului sunt:


16

a)forYa de tracYiune – este o forY< activ< şi reprezint< acYiunea roYilor motoare asupra automobilului; b)rezistenYa la rulare – este o forY< ce se opune înaint<rii automobilului şi este determinat< de fenomenele ce se produc la rularea roYilor pe calea de rulare; c)rezistenYa aerului – este o forY< ce se opune înaint<rii automobilului şi este datorat< interacYiunii dintre automobilul în mişcare şi aerul considerat în repaus; d)rezistenYa pantei – este o forY< datorat< înclin<rii longitudinale a drumului şi reprezint< o forY< de rezistenY<, la urcarea pantelor, şi o forY< activ< la coborârea pantelor; e)rezistenYa la demarare – este o forY< datorat< inerYiei automobilului în mişcare şi reprezint< o forY< de rezistenY< în timpul mişc<rii accelerate şi o forY< activ< în regimul mişc<rii decelerate; f)forYa de frânare – este o forY< de rezistenY< ce reprezint< acYiunea roYilor frânate asupra automobilului. Mişcarea automobilului, consecinY< a acYiunii asupra lui a forYelor 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 acYiunii forYei de tracYiune, şi prin frânare, când regimul decelerat este datorat acYiunii forYei de frânare dezvoltate la roYile automobilului. Autopropulsarea automobilului se datoreaz< energiei mecanice primite de roYile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibil< când oferta f<cut< de motor este în concordanY< cu necesarul de momente şi puteri, necesar care este în funcYie de condiYiile 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 funcYie de turaYia arborelui motor (n), printr-un câmp de caracteristici P=f(n) şi M=f(n), numite caracteristici de turaYie. Domeniul de ofert< este limitat de caracteristica de turaYie la sarcin< total< (sau caracteristica extern<), care determin< posibilit<Yile maxime ale motorului în privinYa puterii şi momentului la fiecare turaYie din domeniul turaYiilor de funcYionare ale motorului. Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere intern< (m.a.i.), cu piston în mişcare de translaYie. ExistenYa unei mari variet<Yi de motoare cu ardere intern< impune mai multe criterii de clasificare. Cel mai important criteriu, care le diferenYiaz< din punct de vedere funcYional, constructiv, al performanYelor 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.


17

Fig. 1.1. Caracteristicile motoarelor actuale pentru automobile:

dependenYele parametrilor: puterea maxim< (Pmax)/ cilindree (VH) şi lucrul mecanic (L)/ cilindree (VH) în functie de turaYia 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.). SemnificaYia 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 internă: a- M.A.S.; b- M.A.C.


18

ObYiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în vedere tipul, caracteristicile şi destinaYia automobilului.

Tabelul 1.2

Mărimi semnificative în caracteristica externă TuraYia M<rimi corespunz<toare pentru:

Simbolul SemnificaYia Putere Moment Consum specific n0 minim< de funcYionare P0 M0 ce o

nM de moment maxim PM Mmax - nce de consum specific minim - - ce min nP de putere maxim< Pmax MP ce p

nmax maxim< de funcYionare Pm Mm - nr de regulator Pr Mr ce r

In condiYii frecvente de utilizare a automobilelor se utilizeaz< aproximativ

40…70 % din posibilit<Yile oferite de caracteristica extern<. Aceasta înseamn< c< motorul funcYioneaz< la sarcini parYiale, obYinute prin admisie parYial< de combustibil in cilindrii motorului (fig.1.3). Admisiile parYiale de combustibil sunt

comandate de conduc<tor prin modul de acYionare cu piciorul asupra organului de comand< al motorului.

a) b) Fig. 1.3. Caracteristicile de turaĠie la sarcini parĠiale:

a- M.A.S.; b- M.A.C. 1, 2,...5- poziYii succesive ale organului de comand< al

motorului ( poziYia 1 caracteristica extern<)

Caracteristicile parYiale de turaYie se ridic< experimental pentru diferite poziYii ale obturatorului sau pentru diferiYi coeficienYi de sarcin< (figura 1.3, a). Dup< cum se vede, la sarcini parYiale 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 variaYia coeficientului de umplere şi de a randamentului mecanic. O consecinY< important< a schimb<rii alurii momentului motor o constituie faptul c<, la sarcini parYiale, motorul


19

prezint< o capacitate mai mare de adaptabilitate la tracYiune (momentul motor creşte repede la reducerea turaYiei). Caracteristicile de sarcini parYiale pun în evidenY< 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 parYiale ale acestor motoare sunt paralele, dup< cum se poate observa în figura 1.3,b). Din comparaYia curbelor de consum specific de combustibil pentru M.A.S. şi M.A.C. se constat< c<, la sarcini parYiale reduse, M.A.C. sunt mult mai economice.

1.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii externe

Dezvoltarea oric<rui model de calcul sau de simulare a procesului de autopropulsare a automobilului necesit< existenYa 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 obYinute la încercarea pe stand a motorului. Dup< prelucrarea datelor experimentale -conform cu metodologia de încercare- se obYin mai multe puncte semnificative ale dependenYei puterii sau momentului de turaYia 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 funcYii “Spline” de ordinul 3.

Fie: (1.1) 3

3

2

210 xCxCxCC)x(f ⋅+⋅+⋅+=definit< pe subintervalelele:

[ ] [ ] [ ] [ ]nnii x,x,,x,x,,x,x,x,x 112110 −+ KK cu valorile f(xo), f(x1),…,f(xn).

Pentru m<rirea preciziei de calcul şi pentru obYinerea unor coeficienYi polinomiali cu ordin asem<n<tor de m<rime se foloseşte forma normat<:

3

3

2

210

−⋅+

−⋅+

−⋅+=

N

i

N

i

N

i

ix

xxC

x

xxC

x

xxCC)x(p (1.2)

Determinarea celor 4 coeficienYi ai polinoamelor se face impunând: - dou< condiYii de valori:

pi(xi) = f(xi) şi pi(xi+1) = f(xi+1) (1.3) -dou< condiYii de racordare (continuitatea şi derivabilitatea funcYiilor 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 puYin dou< puncte de pe caracteristica extern< şi anume punctele de performanY<: (Pmax, nP) şi (MmaxnM).

Evaluarea analitic< a caracteristicii externe se face prin polinomul incomplet de gradul 3 de forma normat<:


20

( )

⋅γ+

⋅β+

⋅α⋅=

32

maxPPP n

n

n

n

n

nPnP (1.4)

Pentru determinarea coeficienYilor polinomiali α, β, γ, la M.A.S., pe baza observaYiilor din figura 1.1 se pot scrie patru ecuaYii:

==

=

=

0'

nn

mxnn

P

P

P

PP şi (1.5)

==

=

=

0'

nn

maxnn

M

M

M

MM

rezultând:

( ) ( ) ( ) 2

3;

12

1,

12

2,

12

43 ea

ee

e

e

e cc

cc

c

c

c −=

−⋅−=γ

−⋅⋅

=β−⋅⋅−

=α (1.6)

unde: P

Me

n

nc = este coeficientul de elasticitate al motorului;

P

max

aM

Mc = este coeficientul de adaptabilitate al motorului.

DependenYa lui ca de ce face ca momentul maxim Mmax obYinut la evaluarea cu forma polinomial< redus< (1.4) s< fie puYin diferit de valorile indicate. Evaluarea este îns< satisf<c<toare, abaterile fiind de maximum 5%.

Folosirea coeficienYilor 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 ecuaYia corespunz<toare condiYiei de putere maxim< şi, aşa cum rezult< din figura 1.1,b,) la aceste motoare din cauza limitatorului de turaYie, curba puterii nu ajunge la

valoarea de extrem , ca în cazul M.A.S. Lipsa unei ecuaYii din sistemul

general impune introducerea coeficientului de adaptabilitate ca parametru al motorului.

0=='

nn PP

SoluYiile devin: ( )

( )( )

( ) ( )222

2

1

1,

1

12,

1

12

−

−−=γ

−

−⋅=β

−

−⋅−=α

e

a

e

ae

e

eae

c

c

c

cc

c

ccc (1.7)

Cunoscând dependenYa puterii (P), de turaYia motorului (n), momentul motor

(M), se determin< cu relaYia: ω

=P

M unde 30

n⋅π=ω reprezint< viteza unghiular< de

rotaYie a arborelui cotit al motorului.

FUNCXIONAREA GRUPULUI

MOTOR-TRANSMISIE

2.1. Definirea transmisiei

FuncYionarea automobilului în condiYii din exploatare are loc în limite foarte largi de variaYie ale vitezei de deplasare, ale greut<Yii utile şi ale tipurilor şi calit<Yilor de drumuri. În aceste circumstanYe rezult< c<, la roYile motoare ale automobilului, necesarul de forY< de tracYiune şi de putere pentru autopropulsare reprezint< câmpuri de caracteristici având în abscis< viteza aleas< de conduc<tor (pân< la viteza maxim<) şi în ordonat< forYa la roat< (momentul la roat<), respectiv puterea la roat<, determinate în diverse condiYii de autopropulsare, pe cale orizontal< sau înclinat<, cu vitez< constant< sau variabil<. Conduc<torul auto poate acoperi câmpul necesar când grupul moto-propulsor ofer< un câmp de caracteristici asem<natoare. Limitele raYionale ale acestui câmp sunt: • viteza maxim< - delimitat< de puterea maxim< de autopropulsare:

maxRv

maxRvmax F

Pv = , (2.1)

unde vmax este viteza maxim< a automobilului; PRvmax- puterea necesar< autopropuls<rii cu viteza maxim<; FRvmax - forYa la roat< necesar< autopropuls<rii cu viteza maxim<; • oferta de putere maxim< disponibil< la orice vitez<, dac< aceast< limit< este soluYionat< ideal, la valoarea maxim< a puterii motorului, se obYine caracteristica ideal<: maxRR PvF =⋅ (2.2)

• limitarea forYelor de tracYiune prin aderenYa roYilor, când viteza tinde s< se anuleze, rezult< din relaYia (2.2) o forY< de tracYiune infinit<, imposibil de realizat datorit< limit<rii impuse de aderenY<:


22

∑⋅ϕ=≤ ϕ RmaxR ZFF , (2.3)

a) b)

Fig.2.1. Limitele câmpurilor oferite pentru autopropulsare:

a-câmpul de ofert< pentru forYa la roat<; b-câmpul de ofert< pentru puterea la roat<

unde: ϕ este coeficientul de

aderenY<;

∑ RZ - greutatea aderent<. In figura 2.1 s-au reprezentat, tinând seama de cele trei limite de mai sus, câmpul de ofert< al forYei la roat< (figura 2.1,a) şi câmpul de ofert< pentru puterea la roat< (figura 2.1,b).

În interiorul câmpurilor ar<tate în figura 2.1 trebuie s< se ating< orice punct. FaY< de cerinYele de autopropulsare se poate formula întrebarea "ce poate să 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 F

R=f(v)\, rezult< cu uşurinY< 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 interfaY< între sursa de energie (motor) şi utilizatorul energiei (roata motoare).

Convertirea caracteristicii motorului cu ardere intern< în caracteristica necesar< autopropuls<rii se face în condiYiile urm<toare: • acoperirea golul de turaYie dintre n=0şi n= n

mtn ; acest lucru este asigurat

de ambreiaj;

FuncYionarea 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 construcYia 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, substanYe nocive în gazele de evacuare, zgomot etc. Identitatea de caracteristici se obYine 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

primele dou< câmpuri, respectiv variaYia în funcYie de vitez< a raportului de transmitere de la motor la roYile motoare.

Se deosebesc urm<toarele situaYii: a) Rularea pe graniĠa câmpului de caracteristici (cadranul I, punctele

1...5): - punctele 3,4,5, sunt obYinute la funcYionarea motorului la P=Pmax, respectiv când regimul de funcYionare al motorului nu se modific< (sarcin< şi turaYie constante), iar turaYia roYilor 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 funcYiona la orice turaYie din domeniul 2'...2'', astfel c< domeniul it este pe veritcala 2'...2'' (cadranul IV); asem<n<tor se obYine şi pentru punctul 1 (cadranul I), domeniul 1'...1'' pentru turaYii (cadranul II), şi verticala 1'...1'' pentru valorile rapoartelor de transmitere (cadranul IV). Din cele prezentate mai înainte se observ< c< domeniile it pentru graniYa 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 specială din interiorul câmpului de caracteristici

de ofertă (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 obYin: - P

max şi v

max aparYin punctului 5. La o vitez< mai mic< (punctul 6),

deplasarea este posibil< cu orice turaYie 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 obYin, în cadranul IV valorile ordonatelor it =1'/7...1''/7. Domeniile it pentru rularea neaccelerat< pe cale orizontal< se pot restrânge prin condiYii suplimentare legate de valorificarea unor zone sau linii favorabile din câmpul caracteristicilor de ofert<.

Dou< astfel de linii, cu interes în valorificarea performanYelor motorului, sunt linia consumului minim de combustibil, cemin, şi linia emisiilor poluante minime, NOX min. Corespunz<tor punctelor 6 şi 7 se obYin 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 condiYii speciale pentru autopropulsare.


25

2.2. FuncĠionarea globală a grupului motopropulsor

InteracYiunea motor-transmisie-vehicul este definit< de constructor în faza de concepYie şi de conduc<tor în faza utiliz<rii acestuia. EvoluYia componentelor sistemului motor-transmisie-vehicul s-a bazat pe: -optimizarea constructiv< a soluYiilor existente, realizat< prin îmbunat<Yiri tehnologice, prin adoptarea unor materiale cu calit<Yi superioare etc.; -optimizarea legilor care guverneaz< funcYionarea grupului motopropulsor sau a legilor de leg<tur<;

-îmbun<t<Yirea acord<rii motorului cu transmisia prin num<rul şi valoarea rapoartelor de transmitere sau adoptarea de transmisii de concepYie nou<, cu o infinitate de rapoarte de transmitere, cu reglaj automat, continuu etc. FuncYionarea 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 funcYiile 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 variaYie 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 F

R-v, câmpul de ofert< pentru forYa de

tracYiune, delimitat prin caracteristica de tracYiune; - cadranul I, în coordonate n-v, legile de "convertire" a câpului din cadranul II în câmpul din cadranul IV. a) Automobil cu transmisie mecanică în trepte (fig.2.4) Fie o transmisie mecanic< cu cutia de viteze cu 4 trepte. FuncYionarea automobilului cu viteza v

A într-o anumit< stare care necesit< o

forY< la roat< de valoare FRA

este posibil< dac< punctul A, cu coordonatele vA şi F

RA,

se g<seşte în câmpul de ofert< pentru forYa de tracYiune. Fie punctul A plasat între curbele corespunz<toare funcYon<rii în treptele a 2-a şi a 3-a ale cutiei de viteze. FuncYionarea este astfel posibil< în treapta a 2-a , punctul A

2 şi în treapta a 3-a,

punctul A3.

Corespunz<tor coordonatelor punctului A (vA,F

RA), în câmpul de ofert< al

motorului se defineşte o curb< de funcYionare posibil<: ttanconsnMvFP ARA =⋅=⋅= (2.4)

Corespondentul punctului A pe curba P=ct. este punctul A'2, când funcYionarea are loc în treapta a 2-a de vitez< sau A'

3 când funcYionarea are loc în

treapta a 3-a de vitez<. Din analiza celor dou< puncte rezult< existenYa a dou< variante:


26

- utilizând trepta a 3-a, corespunz<tor punctului A'

3,

automobilul funcYioneaz< economic, apropiat de curba definit< Mopt, dar şi de caracteristica extern<, cu rezerve mici de putere, cu dezavantajele lipsei de siguranY< şi al performanYelor dinamice de demarare modeste;

Fig. 2.4. Caracteristica complexă pentru o transmisie în trepte

- utilizând trepta a 2-a, corespunz<tor punctului A'

2, se

obYine o conducere sigur< prin rezerva mare de putere, cu performanYe dinamice de demarare mari, dar, în schimb, prin dep<rtarea de Mopt,, se înregistreaz< consumuri mari de combustibil.

Alegerea de c<tre conduc<tor a uneia dintre cele dou< variante este obYional<-subiectiv<, în funcYie de calificare, condiYii de deplasare, interese, stil şi metod< de conducere etc. b) Automobil cu transmisie continuă (fig.2.5)

În cazul grupului motopropulsor cu transmisie continu<, punctului A de funcYionare, definit asem<nator cazului precedent, îi corespunde o infinitate de valori ale rapoartelor de transmitere între A

1 şi A

2 care determin< o

infinitate de puncte de funcYionare ale motorului între A'

1 şi A'

2 pe curba de putere

constant<, corespunz<tor puterii necesare autopropuls<rii în condiYiile definite de coordonatele punctului A.

Fig. 2.5. Caracteristica complexă pentru o transmisie continuă

Dintre toate regimurile de funcYionare cel mai economic este cel al punctului Aec, când motorul funcYioneaz< pe curba Mopt,, corespunz<toare consu-


27

mului minim de combustibil. La creşterea substanYial< a rezistenYelor la înaintare, funcYionarea 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 parYiale de funcYionare a motorului asigur< rezerva de putere necesar< dep<şirii obstacolului. FuncYionând în Anec, funcYionarea 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< acYioneze simultan asupra motorului şi asupra transmisiei şi s< asigure un reglaj optim al grupului motopropulsor, continuu; - în toate situaYiile de funcYionare 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 condiYiile optimului formulat. Aceste condiYii definesc una dintre c<ile de optimizare a acord<rii grupului motopropulsor în vederea obYinerii performanYelor scontate de consum, noxe, dinamicitate, şi anume utilizarea unei transmisii cu variaYie continu< a raportului de transmitere, asistat< de un calculator pentru alegerea automat<, obiectiv<, a valorii rapoartelor de transmitere.

2.3. CondiYii de determinare a rapoartelor de

transmitere ale transmisiei

ConcordanYa câmpurilor de ofert< şi de necesitate se obYine prin valori determinate ale rapoartelor de transmitere. FaY< de limitele maxime ale acestor câmpuri, obYinute prin valori ale rapoartelor de transmitere, domeniile de variaYie ale rapoartelor de transmitere se pot restrânge prin condiYii 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 condiYii de dinamicitate cu acoperiri la schimbarea treptelor. FaY< de aceasta regul<, dimensionarea cinematic< a transmisiei presupune formularea unor condiYii de deplasare pentru automobil. Dintre acestea sunt de reYinut condiYiile dinamice de demarare, prin timpul şi spaYiul de demarare, şi consumul minim de combustibil. Deoarece dimensionarea din condiYii strict de tip dinamic sau economic intereseaz< numai în cazuri particulare, prezint< interes dimensionarea cinematic< a transmisiei în funcYie de necesitatea satisfacerii simultane a mai multor categorii de performanYe şi m<rimi de performanY<.


28

2.3.1. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de

dinamicitate Timpul şi spaYiul de demarare ai automobilului, consideraYi ca parametri de apreciere dinamic< ai automobilului, depind, în afara posibilit<Yilor energetice ale motorului, de parametrii constructivi şi de m<rimile cinematice ale transmisiei. Posibilit<Yile maxime de autopropulsare se obYin când motorul funcYioneaz< 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 restricYii : - pe tot domeniul vitezei automobilului (de la viteza minim< pân< la cea maxim<) motorul trebuie s< funcYioneze la o turaYie plasat< în zona regimurilor stabile de funcYionare ale motorului ; - în zona vitezei maxime, când acceleraYia , expresia timpului de demarare nu are sens ;

0→

-timpul minim de demarare trebuie corelat şi cu alte performanYe 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 Yin< seama şi de performanYele 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 condiYia minimiz<rii timpului de demarare presupune reYinerea valorilor i

tr pentru care parametrul dinamic are

valoarea maxim<. Printr-o metod< asem<natoare se pot determina valorile i

tr pentru care se

obYine spaYiul minim de demarare. Atât timpul, cât şi spaYiul de demarare nu reprezint< parametrii de apreciere ai capacit<Yii de demarare a automobilului. Pentru ilustrare se consider< situaYiile 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 (i

t2>i'

t2).

Dac< suprafeYele haşurate S1 şi S

2 sunt egale, rezult< timpi egali de

demarare, dar o creştere a spaYiului de demarare pentru automobilul cu i't2, sporire proporYional< cu suprafaYa S

3 (creşte viteza medie pe spaYiul 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 obYine o reducere a timpului de demarare comparativ cu primul; când suprafeYele haşurate


29

a) b) c)

Fig.2.6 Parametrii demarajului automobilului în condiĠii 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< spaYii 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 situaYia prezentat< în figura 2.6, c rezult< o reducere a timpului şi spaYiului de demarare pentru varianta 2, cu posibilitatea de a se menYine neschimbat< viteza medie de demarare. Din cele trei situaYii prezentate rezult< c< dimensionarea cinematic< din condiYia de dinamicitate impune corelarea celor dou< performanYe prin minimizarea timpului necesar pentru a parcurge un spatiu dat, sau prin spaYii maxime de demarare în timpi daYi, respectiv prin valoarea vitezei medii de demarare.

2.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere din condiĠii de

funcĠionare economică

Dimensionarea cinematic< a transmisiei din condiYii de dinamicitate presupune plasarea funcYion<rii motorului în zona turaYiilor 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 funcYionare neeconomicoas< a automobilului. Dintre toate puterile dezvoltate de motor, economicitatea maxim< se obYine la funcYionarea pe curba Popt (figura 2.7). Curba Popt este obYinut< prin unirea punctelor de putere maxim< şi minim< ale curbelor cu consum specific constant. Deplasarea automobilului cu viteza v

1 pe cale cu rezistenYa specific<

Ψ, (Ψmax <Ψ<Ψmin ) poate avea loc la orice turaYie mai mare ca n1, deoarece P>Pu. Dintre toate regimurile, cel mai economicos este cel al turaYiei nec, când motorul dezvolt< o putere dispus< pe curba Popt. Orice abatere de la nec presupune plasarea


30

funcYion<rii motorului într-o zon< de echiconsum specific de combustibil mai ridicat şi deci economicitatea funcYion<rii motorului şi, în general, economicitatea automobilului se reduc.

Fig 2.7. Definirea caracteristicii optime

de putere pentru consumul de combustibil

FuncYionarea economicoas< presupune ca, în regimuri diferite de deplasare a automobilului, motorul s< se înscrie în zone de consum specific favorabil, respectiv în jurul unei turaYii medii economice. Îmbunat<Yirea performanYelor de consum de combustibil vizeaz< reducerea consumurilor de combustibil atât la viteze constante, cât şi în regim tranzitoriu. În mod obişnuit, aprecierea economicit<Yii consumului de combustibil se face dup< ciclul european ECE/324, Regulamentul nr.15. Ciclul cuprinde (fig.2.8) faze de mers cu vitez< constant<, faze de mers accelerat şi faze de mers decelerat, cu acceleraYii/deceleraYii de valori diferite.

Fig 2.8. Fazele cicluui european ECE/324, Regulamentul nr.15,

privind consumul de combustibil la automobile

Puterea utilizat< pentru o etap< de demarare este dat< de relaYia: P

u=Pr+P

a+P

d (2.5)


31

unde cu Pr s-a notat puterea necesar< învingerii rezistenYei la rulare, Pa -puterea

necesar< învingerii rezistenYei aerului, iar cu Pd -puterea folosit< pentru demarajul automobilului cu acceleraYiile a, definite în ciclul de deplasare. În figura 2.9 s-au reprezentat, pentru un autoturism de clas< medie:

• în cadranul II - caracteristicile puterilor utilizate la: - mers cu vitez< constant< (curba: (Pa+Pr)/ηtr=f(v)); - la mers accelerat (curba: (Pa+Pr+Pd)/ηtr =f(v)), pentru fiecare dintre cele trei valori ale acceleraYiilor definite în fazele de mers ale ciclului urban; - curbele o-a şi o-b corespund primei trepte de vitez<, b'-c şi b''-d treptei a doua, iar d'-e treptei a treia; • în cadranul I - caracteristica complex< a motorului, unde curba Popt, obYinut< prin unirea punctelor de putere maxim< şi minim< ale curbelor de echiconsum specific de combustibil, defineşte regimul de funcYionare al motorului cu economicitatea maxim<. Consumul specific minim de combustibil pentru o treapt< a ciclului se realizeaz< când puterea utilizat< pentru fiecare treapt< corespunde puterii Popt din caracteristica complex<. În cazul transmisiilor mecanice în trepte, aceast< corespondenY< nu este posibil<, de aceea, prin alegerea corespunz<toare a rapoartelor de transmitere din cutia de viteze, se caut< ca cele dou< curbe s< fie cât mai apropiate. Pentru g<sirea domeniului optim pentru rapoartele de transmitere se citesc, din diagrama puterilor utilizate, vitezele, ca absciselor punctelor a,b,b',b'',c,d,d' şi e, iar cu ajutorul dreptelor paralele la axa absciselor, din diagrama puterii optime se g<sesc turaYiile ce corespund acestor puncte.

Fig. 2.9. Corelarea motor-transmisie funcĠie de performanĠa de mers economic:

cadranul I: caracteristica complex< a motorului; cadranul II: caracteristica puterilor utilizate


32

Cunoscând viteza (v), turaYia motorului (n) şi raza de rulare a roYilor (rr), atunci raportul total de transmitere pentru o treapt< "k" de vitez< se determin< cu relaYia:

v

nAr

v

nrtk ⋅=⋅⋅

π=

30i , (2.6)

unde rrA ⋅π

=30

este o constanta constructiv<.

Prin aceast< metod< se obYin urm<toarele valori: -pentru prima treapt<: i't1>A. n’1/v'1- corespunz<tor punctului a; i't1>A. n’’1/v’'1- corespunz<tor punctului b; -pentru treapta a doua: A. n'2/v'2<i't2<A. n2/v2- punctele b' şi c; A. n''2/v'2<i''t2<A. n'2/v'2- punctele b'' şi d; -pentru treapta a treia: A. n'3/v'3<it3<A. n2/v2- punctele d' şi e. Valorile rapoartelor de transmitere pentru care consumul de combustibil este minim pe tot domeniul de funcYionare al motorului se g<seşte prin înscrierea în domeniul de valori mai înainte enunYate.

2.3.3.Determinarea rapoartelor de transmitere din condiYii de

optimizare a performanYelor dinamice şi de consum

În tabelul 2.1 sunt cuprinse rezultatele pentru parametrii de apreciere ai performanYelor în patru condiYii de determinare a parametrilor cinematici ai transmisiei pentru un autoturism de clasa medie.

Tabelui 2.1 Valori ale parametrilor de apreciere ale performanYelor în patru

condiYii de determinare a parametrilor cinematici ai transmisiei

Parametrii de apreciere Nr crt

CondiYii de calcul

Valori ale rapoartelor de

transmitere td [s] Sd [s] Cc[l/100km] Ce[l/100km]

1 Timp minim de demarare

3,6; 1,923; 1,211; 1,00.

21,5 378 7,88 8,18

2 SpaYiu minim de demarare

3,6; 2,12; 1,31; 1,00.

22,4 343 7,63 8,11

3 Consum minim de

combustibil

3,6; 2,25; 1,056

24,9

459

7,41

8,05

4 Consum minim

echivalent

3,6; 1,91;

1,12; 1,00.

25,2

485

7,65

7,83

td- timp de demarare; Sd- spatiu de demarare; Cc-consum de combustibil pe ciclu; Ce- consum echivalent de combustibil)


33

Utilizarea metodelor de determinare mai sus prezentate are loc numai în

situaYii particulare, deoarece automobilului i se impun simultan mai multe m<rimi de performanY<.

Aprecierea calit<Yilor dinamice şi economice ale automobilului se face prin raportarea la mai multe marimi de performanY< în condiYii de deplasare variate. În tabelul 2.2 sunt redate performanYele ce prezint< interes din punct de vedere al dimension<rii cinematice a transmisiilor în trepte; sunt prezentate în acest context 28 de m<rimi.

Tabelui 2.2 Mărimi de performanĠă în aprecierea automobilului.

M<rimi de performanY< Nr. crt.

CondiYii de deplasare vmax vmed td Sd Cc D

1 Demarare pe caracteristica extern< pân< la 0,9Vmax

x x x x x x

2 Demarare pe caracteristica extern< pân< la 100 km/h

x x x x x

x

x

x

3 Demarare din repaus pe distenYele 0… 400 m

0…1000 m x x x

x

x

x

x

x

x x x

4 Demarare în treapta a IV-a de la 45 km/h -pân< la 100 km/h

-pe distanYa 0… 400 m;

-pe distanYa 0…1000 m; x x x 5 Deplasare pe ciclu urban x 6 Deplasare cu viteze constante x

vmax-viteza maxim<; vmed- viteza medie; td-timpul de demarare; Sd-spatiul de demarare; Cc-consum de combustibil; D-factor dinamic.

Pentru aprecierea modului de îndeplinire simultan< a categoriilor de performanYe şi a m<rimilor de performanY<, se propune o metod< de ponderare liniar< (relaYia 2.7) sau exponenYiala (relaYia 2.8) a influenYelor:

(2.7) ∑=

⋅=n

iiiL PkA

1

(2.8) ( )∑−

=n

i

PiE

ikA1

unde: AL reprezinta suma influenYelor în cazul ponder<rii liniare; AE - suma influenYelor in cazul ponder<rii exponenYiale;

Pi -performanYe de un anumit tip (viteze, spaYii, timpi etc.); ki - ponderea unui tip de performant< în apreciera global< a automobilului

( )∑ =1ik .

Fiecare performanY< de un anumit tip este exprimat< printr-o funcYie de forma:


34

∑

⋅=

p

j

jji R

vaP (2.9)

unde: aj este ponderea local< a m<rimii de performanY< vj în aprecierea performanYelor de un anumit tip (aj =1 sau 0); vj -valoarea efectiv< a performanYei; Rj - valoarea de referinY< a performanYei; p - indice de putere cu valorile: p = +1 pentru performanYe care se îmbun<t<Yesc prin creşterea valorilor (factor dinamic, vitez< maxima, vitez< medie etc.); p= -1 pentru performanYe care se îmbun<t<Yesc prin sc<derea valorilor (timpi de demarare, consum de combustibil etc.). Pentru optimizarea parametrilor cinematici ai transmisiei se precizeaz< valorile aj ≠ 0, pentru performanYele de acelaşi tip avute în vedere, şi aj=0, pentru cele care nu prezint< interes. Corespunz<tor criteriilor urm<rite, se precizeaz< valorile de referinY< Rj şi se determin< valorile rapoartelor de transmitere pentru care relaYia 2.9 are valoarea maxim<. Când sunt formulate performanYe de tip diferit, valorile rapoartelor de transmitere necesare în transmisie sunt determinate prin una dintre condiYiile de maxim a relaYiilor (2.7) sau (2.8), în funcYie de ponderea considerat<. Folosirea metodei prezentate mai înainte necesit< existenYa unui program de calcul cu urm<toarele utiliz<ri: -determinarea rapoartelor transmisiei din condiYii de optimizare a performantelor dinamice şi de consum; -aprecierea comparativ< în cazul unei familii de automobile sau în diverse variante de echipare ale aceluiaşi automobil; -simularea funcYion<rii automobilului; -obYinerea de diagrame cu ajutorul c<rora se pot face observaYii calitative. În folosirea metodei se disting urm<toarele situaYii: • Vmax nu defineşte o transmisie, ci numai un raport de transmitere; • Vmed, Sd, td determin< valorile primelor n-1 rapoarte de transmitere; • consumul de combustibil pe ciclul ECE 324, Regulamentul 15 defineşte primele trei rapoarte de transmitere (cât cuprinde deplasarea pe ciclu); • consumul de combustibil la viteze stabilizate determin< atâtea valori ale rapoartelor de transmitere câte viteze au fost precizate; •consumul minim de combustibil la deplasarea pe ciclul urban determin< toate rapoartele de transmitere ale uniei transmisii. Precizarea categoriilor de performanY<, a valorilor de performanY<, precum şi ponderile sunt impuse de destinaYia automobilului şi de interesele comerciale ale industriei de automobile, fundamentate pe dorinYele utilizatorului.

3

AMBREIAJUL

3.1. GeneralităĠi

Ambreiajul 2 (fig. 3.1) reprezint< un cuplaj de leg<tur< între arborele cotit al motorului 1 şi arborele primar al cutiei de viteze 3, fiind amplasat în vecin<tatea volantului motorului, cu care este compatibil în dimensiuni.

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în vederea compens<rii principalelor dezavantaje funcYionale ale motorului cu ardere intern< precum şi ale cutiei de viteze mecanice în trepte. El serveşte la: • cuplarea progresiv< a motorului cu restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului; • decuplarea temporar< a transmisiei la: - pornirea motorului termic, în vederea atingerii regimului de funcYionare stabil< a acestuia; Fig.3.1.Dispunerea ambreiajului în

echipamentul de propulsie - schimbarea treptelor de vitez<;


36

- frânarea automobilului pân< la oprire; •limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei şi motorului (cuplaj de siguranY<); • izolarea între motor şi transmisie a vibraYiilor torsionale provenite din funcYionarea motorului şi din deplasarea automobilului pe cale.

Constructiv (fig.3.2), ambreiajul este constituit din partea conduc<toare, partea condus< şi sistemul de acYionare. Partea conduc<toare, reprezentat< prin volantul 1 al motorului şi mecanismul ambreiaj 2, cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin leg<turi permanente cu arborele cotit al motorului. Partea conduc<toare se afl< întotdeauna în acelaşi regim de mişcare cu arborele cotit al motorului. Partea condus<, reprezentat< de discul de ambreiaj 3 şi arborele ambreiaj (dac< acesta exist< ca pies< distinct<), cuprinde totalitatea elementelor ambreiajului legate prin leg<turi permanente de

arborele primar al cutiei de viteze, cu care se afl< în acelaşi regim de mişcare.

Fig.3.2. Compunerea generală

a ambreiajului

Sistemul de acYionare, reprezentat prin manşonul de decuplare 4, furca 5 şi un dispozitiv extern de comand< 6, mecanic sau hidraulic, cuprinde totalitatea elementelor ce particip< la stabilirea sau la desfacerea leg<turii, numit< leg<tur< de cuplare, dintre partea conduc<toare şi partea condus<. Starea cuplat< a ambreiajului corespunde existenYei leg<turii de cuplare, iar starea decuplat< corespunde desfacerii leg<turi de cuplare. Trecerea ambreiajului din starea decuplat< în starea cuplat< se obYine în urma acYiunii de ambreiere, iar trecerea din starea cuplat< în starea decuplat< se obYine în urma debreierii.

Dup< felul leg<turii de cuplare se deosebesc: •ambreiaje mecanice, tratate în aceast< lucrare: ambreiajele la care leg<tura de cuplare este reprezentat< de forYele de frecare ce iau naştere în suprafeYele frontale de contact ale p<rYilor conduc<toare şi condus< sub acYiunea unor forYe normale de ap<sare dezvoltate în sisteme mecanice rigide sau elastice;

Ambreiajul

37

•ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje): ambreiajele la care leg<tura de cuplare se obYine printr-un lichid, dup< principiul de lucru al maşinilor hidraulice rotative; •ambreiaje electromagnetice: ambreiajele la care leg<tura de cuplare este consecinYa unui câmp electromagnetic indus ansamblului condus de amsamblul conduc<tor.

3.1.1.Necesitatea ambreiajului la pornirea din loc a

automobilului. Fazele funcĠionării ambreiajului Caracteristic motoarelor cu ardere intern< este c< punerea lor în funcYiune nu poate fi f<cut< sub sarcin<. Pentru pornire este necesar< desfacerea leg<turii dintre motor şi transmisie fie prin decuplarea ambreiajului, fie prin aducerea cutiei de viteze în poziYie neutr< (punct mort). In acest de-al doilea caz, la pornirea motorului vor fi puse în mişcare de rotaYie ambreiajul şi toate p<rYile cutiei de viteze permanent legate de arborele primar, elemente ce reprezint< prin momentul lor de inerYie o sarcin< ce urmeaz< a fi învins< de sistemul de pornire al motorului. De aceea, pentru uşurarea pornirii motorului, în special la temperaturi sc<zute, este indicat< desfacerea leg<turii motorului de transmisie prin debreiere. Dup< pornirea motorului, pornirea din loc a automobilului se face prin cuplarea progresiv< a arborelui cotit al motorului, aflat în mişcare de rotaYie cu o turaYie de ordinul a 700…900 rotaYii/minut, cu transmisia solidar< cu roYile motoare, aflate iniYial în repaus. Cuplarea progresiv< a motorului de transmisie se face prin cuplarea ambreiajului şi începe din momentul punerii în contact cu frecare a suprafeYelor frontale de frecare ale p<rYilor conduc<toare şi condus<. Din acest moment, procesul pornirii din loc a automobilului se suprapune peste fazele de funcYionare ale ambreiajului. Pentru studiul fazelor de funcYionare ale ambreiajului, în figura 3.3 se prezint< un model dinamic simplificat al automobilului redus la dou< mase în mişcare de rotaYie legate între ele prin intermediul ambreiajului.

Partea conduc<toare a ambreiajului A, solidar< cu arborele cotit al motorului care se roteşte cu viteza unghiulara ωm, este legat< de volantul echivalent Im cu un moment de inerYie egal cu al maselor motorului aflate în mişcare. Asupra acestei p<rYi acYioneaz< din partea arborelui cotit al motorului momentul motorului Mm, c<ruia i se opune momentul capabil al forYelor de frecare din ambreiaj Ma. Partea condus< a ambreiajului, solidar< cu arborele primar al cutiei de viteze care se roteşte cu viteza unghiular< ωP, este legat< de volantul echivalent Ip care are un moment de inerYie egal cu al maselor

Fig.3.3. Model dinamic al automobilului redus la dou< mase în mişcare de rotaYie


38

transmisiei, inclusiv cel al roYilor aflate în mişcare de rotaYie şi cel al masei totale a automobilului aflat< în mişcare de translaYie cu viteza v a automobilului. Pentru acest volant, din condiYia de egalitate a energiei sale cinetice cu cea a maselor substituite, considerând pentru masele în rotaYie ca semnificative prin valoarea lor numai roYile, se obYine:

∑ ⋅+⋅=22

21

trR

tr

raP

iI

i

r

g

GI (3.1)

unde: Ga este greutatea automobilului; rr – raza de rulare a roYilor; itr- raportul de transmitere al transmisiei; IR –momentul de inerYie al unei roYi a automobilului. Asupra p<rYii conduse acYioneaz< momentul rezistent MP, corespunz<tor reducerii la arborele primar a rezistenYelor la pornirea din loc a automobilului, c<ruia i se opune momentul capabil al ambreiajului Ma.. Cum la pornirea din loc a automobilului, asupra lui, acYioneaz< numai momentul rezistenYelor legate de tipul şi de caracteristicile c<ii de rulare, expresia momentului de rezistenY< Mp este:

.tr

r

tr

aP i

rGM ⋅

ηψ⋅

= (3.2)

unde Ψ este coeficientul rezistenYei specifice a drumului; ηtr−randamentul transmisiei. Din studiul proceselor reale ce au loc la cuplarea ambreiajului pentru studiul pe modelul simplificat propus se consider< c<: - momentul capabil al ambreiajului (Ma) are o variaYie liniar< cu timpul de ambreiere (t), de forma: tkM a ⋅= , unde k este un coeficient de proporYionalitate

( ) ⋅

s

mN == tconsk 50...30tan ;

- viteza unghiular< a arborelui cotit (ωm), şi deci a p<rYii conduc<toare, r<mâne constant< pe toat< durata ambreierii. In figura 3.4 sunt prezentate, dezvoltate din modelul de mai înainte, fazele

de funcYionare ale ambreiajului, unde pe abscis< este reprezentat timpul (t), iar pe ordonat< m<rimile cinematice şi dinamice prezentate mai sus.

Fig.3.4.Fazele de funcĠionare ale ambreiajului

Xinând seama de ipotezele admise, (k=ct), curba de variaYie a momentului capabil al ambreiajului (transmis de ambreiaj) este o dreapt< ce trece prin originea axelor de coordonate O. Momentul rezistent (MP) aplicat p<rYii conduse a ambreiajului nu depinde de timpul ambreierii,

Ambreiajul

39

deci este reprezentat printr-o dreapt< paralel< cu abscisa. Din figura 3.4 se poate observa c< în prima perioad<, corespunz<toare intervalului de timp t=0…t1, adic< din momentul începerii cupl<rii t=0, originea timpului, când Ma=0 şi pân< în momentul t=t1, când momentul capabil al ambreiajului devine egal cu momentul rezistent (Ma=MP=kt1), partea condus< nu poate s< se roteasc<, automobilul continuând s< r<mân< imobil pe cale. Aceast< faz<, când viteza relativ< de patinare, definit< prin diferenYa ordonatelor ∆ω=ωm-ωP are valoarea maxim< ∆ω=ωm , reprezint< faza patin<rii totale a ambreiajului. Rotirea p<rYii conduse a ambreiajului, deci demararea automobilului, începe din momentul în care momentul capabil al ambreiajului Ma va fi mai mare decât momentul necesar invingerii rezistentelor MP, când o parte din momentul ambreiajului, şi anume Ma-MP, poate s< produc< accelerarea unghiular< a p<rYii conduse şi dureaz< pân< în momentul t=tc, când patinarea dintre p<rYile condus< şi conduc<toare dispare (∆ω=ωm-ωP=0). Dup< aceast< faz<, care reprezint< faza patin<rii parYiale a ambreiajului, partea conduc<toare şi partea condus< se afl< în acelaşi regim de mişcare cu arborele cotit al motorului, respectiv ambreiajul este cuplat. Timpul de cuplare al ambreiajului reprezint< suma dintre timpul patin<rii totale şi timpul patin<rii parYiale. Pentru faza patin<rii totale, din definirea sfârşitului acestei faze, Ma=MP,

durata ei: tr

ra

i

r

k

Gt ⋅

ψ⋅=

1, este direct cresc<toare cu rezistenYa specific< a c<ii şi

invers cresc<tore cu m<rimea raportului de transmitere al transmisiei. De aici rezulta c< pentru reducerea acestei durate, care poate s< ajung< pâna la 1 secund<, este necesar<, la pornirea din loc, cuplarea primei trepte de vitez<, respectiv a celui mai mare raport de transmitere al transmisiei. Pentru faza patin<rii parYiale viteza unghiular< a p<rYii conduse, ωP, se determin< cu modelul dinamic considerat în figura 3.4 din ecuaYia de mişcare:

'd

d

tIMM P

PPa

ω⋅=− , sau:

'd'

'dd tI

tkt

I

MM

PP

PaP ⋅

⋅=⋅

−=ω şi ∫

⋅⋅

=⋅⋅=ω=2

0

22

2'd'

t

PPmP I

tktt

I

kω , (3.3.)

de unde durata patin<rii parYiale t2 este: .2

2 k

I mP ω⋅⋅=t (3.4.)

Cum în acest< faz< IP este constant, rezult< c< reducerea duratei fazei de patinare total< este posibil< prin evitarea situ<rii motorului în zona turaYiilor mari şi foarte mari. Drept consecinYa a patin<rii ambreiajului din cele dou< faze descrise se consum< o parte din lucrul mecanic produs de motor prin transformarea lui în c<ldur< prin procesele neconservative de frecare.


40

Din expresia lucrului mecanic de patinare: , pentru cele

dou< faze de funcYionare la cuplarea ambreiajului se obYine:

∫ ⋅ω∆⋅=t

a tML0

d

-pentru faza patin<rii totale 0…t1:

mP

t t

mmma k

MtkttktML ω⋅

⋅=∫ ∫ ω⋅

⋅=⋅ω⋅⋅=⋅ω⋅=

22dd

2

0 0

21

1

1 1

-pentru faza patin<rii parYiale 0…t2:

( ) ( )∫ ∫ ⋅

⋅⋅

−ω⋅⋅+⋅=⋅ω−ω⋅=2 2

0 0

2

12 'd2

'''d

t t

PmPma t

I

tktktktML , sau:

22

2 3

2

2

1tMIL mPmP ⋅ω⋅⋅+ω⋅⋅=

Lucrul mecanic total pierdut prin de patinare se determina prin însumarea pierderilor în cele dou< faze:

.22

2

21 3

2

2

1

2tMI

k

MLLL mpmPm

P ⋅ω⋅⋅+ω⋅⋅+ω⋅⋅

=+= (3.5.)

Având în vedere determin<rile anterioare pentru IP (rel.3.1), MP (rel.3.2), ωm (rel.3.3) şi (rel.3.4) , relaYia 3.5 devine:

⋅+⋅

ω++

ω⋅

+⋅ω= ∑∑ 22

2

22

2 12

3

2

22

1

trR

tr

ramPp

m

trR

tr

ram

iI

i

r

g

G

kk

MM

iI

i

r

g

GL

(3.6) Din aceast< relaYie se observ< c< lucrul mecanic ce se pierde la cuplarea ambreiajului prin patinarea dintre partea condus< şi partea conduc<toare depinde în primul rând de viteza unghiular< a p<rYii conduc<toare, la limit< egal< cu turaYia de moment maxim al motorului, de parametrii automobilului, de condiYiile de deplasare şi de maniera de conducere. Din analiza relaYiei (3.6) rezult< c< pentru micşorarea uzurii ambreiajului şi creşterea durabilit<Yii acestuia, prin reducerea lucrului mecanic de patinare la pornirea din loc a automobilului, este necesar a se evita supraturarea motorului şi se recomand< utilizarea treptelor inferioare ale cutiei de vitez<, de preferat prima treapt<, unde se stabileşte cel mai mare raport de transmitere al transmisiei. 3.1.2. Necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din

cutia de viteze

Pentru a evidenYia necesitatea ambreiajului la schimbarea treptelor din cutia de viteze se consider< automobilul reprezentat prin modelul dinamic din figura 3.5, dezvoltat din modelul dinamic din figura 3.3, prin reprezentarea cutiei de viteze (C.V.), capabil< s< realizeze între arborii primar (P) şi secundar (S), o demultiplicare a turaYiei printr-un raport de transmitere oarecare, numit raportul de transmitere al cutiei de viteze (icv). Cuplarea treptei de vitez<, care reprezint<

Ambreiajul

41

condiYia de funcYionarea a cutiei de vitez< cu raportul considerat, este posibil< prin deplasare roYii dinYate 4 axial spre dreapta pân< angreneaz< cu roata dinYat< 3 când se stabileşte lanYul cinematic rigid format din angrenajul roYilor dinYate 1 şi 2 dintre arborii primar (P) şi intermediar (I) şi angrenajul roYilor dinYate 3 şi 4 dintre arborii intermediar (I) şi secundar (S). Dac< zi cu i=1…4, reprezint< numerele de dinYi ale roYilor 1…4, atunci valoarea raportului de transmitere al lanYului cinematic considerat este:

1

1

3

4

1

2

S

mcv z

z

z

zi

ωω

=⋅= , (3.7.)

unde ωm1 şi ωS1 sunt vitezele unghiulare ale arborelui cotit al motorului şi respectiv, arborelui secundar al cutiei de viteze dup< cuplarea treptei.

Momentul de inerYie al volantului IP (fig.3.5) aplicat arborelui primar este

în acest caz dat de relaYia: 2

cv

SAP

i

III += unde volantul echivalent IA are un

moment de inerYie egal cu cel al p<rYii conduse a ambreiajului şi al mecanismului reductor al cutiei de viteze (roYi şi arbori), reduse la arborele primar, iar volantul echivalent IS are un moment de inerYie egal cu cel al componentelor în mişcare de rotaYie ale transmisiei cu dispunere aval cutiei de viteze şi masei automobilului în mişcare de translaYie. IniYial se consider< cuplarea treptei de vitez< f<r< decuplarea prealabil< a ambreiajului. În acest caz, roata dinYat< 3 angreneaz< cu roata dinYat< 4, iar ambreiajul realizeaz< o leg<tur< rigid< între arborele cotit al motorului şi arborele primar al cutiei de viteze. Dac< vitezele tangenYiale în punctele de contact ale roYilor 3 şi 4 sunt diferite, atunci angrenarea este echivalent< cu o ciocnire ce are loc între dou< corpuri rigide. In felul acesta asupra roYilor vor acYiona forYe percutante de valori foarte mari, într-un timp foarte scurt. Drept urmare se pot neglija forYele care apar sub influenYa momentului motorului şi momentului rezistent.

Fig. 3.5. Model dinamic al automobilului redus la trei mase în mişcare de rotaYie

Conform teoriei lui Carnot referitoare la ciocnirea sistemelor rigide prin introducerea brusc< a leg<turii rigide se poate scrie: E=E1+E2, unde E este energia total< a sistemului înainte de ciocnire, E1 – energia total< a sistemului dup< ciocnire; E2 – energia cinetic< pierdut< prin ciocnire.

In cazul sistemului din figura 3.5 se obYine:


42

( ) ( )

( ) ( ) ( )21

21

21

21

22

2

1

2

12

1

2

1

2

1

2

1

SSSmmAm

SSmAmSSPAm

III

IIIIII

ω−ω⋅+ω−ω⋅++

+ω⋅+ω⋅+=ω⋅+ω⋅+

de unde Yinând seama de relaYia 3.7 prin eliminarea lui ωm1 se obYine viteza unghiular< a arborelui secundar dup< cuplarea treptei:

( )( ) ScvAm

SSmcvAmS

IiII

IiII

+⋅+

ω⋅+ω⋅⋅+=ω

21 (3.8)

Utilizând una dintre teoremele generale din studiul ciocnirilor şi anume c< suma momentelor momentelor ciocnirilor exterioare este egal< cu variaYia momentului cinetic în timpul ciocnirii, se poate scrie:

, din care, înlocuind pe ω( SSSmed IrtF ω−ω⋅=⋅⋅14

) S1 dat de relaYia 3.8 rezult<:

( ) ( )

( ) ScvAm

cvScvmSAmmed

IiII

iiIIIrtF

+⋅+

⋅ω⋅−ω⋅⋅+=⋅⋅

24 (3.9)

unde Fmed este forYa medie de ciocnire; t- timpul de ciocnire; rr- raza cercului de rostogolire a roYii 4. Dac< roYile 3 şi 4 sunt cuplate, când ambreiajul este decuplat, atunci Im=0 şi relaYia 3.9 devine:

( )

ScvA

cvScvmSAmed

IiI

iiIIr't'F

+⋅

⋅ω⋅−ω⋅⋅=⋅⋅

24 (3.10)

Din raportul dintre relaYiile (3.9) şi (3.10) şi tinând seama c< Im>>IA, se obYine:

A

Scv

m

Scv

A

Scv

m

A

m

Scv

m

A

med

med

I

Ii

I

Ii

I

Ii

I

I

I

Ii

I

I

P

'P

tF

't'F

+

+≅

+⋅

+

+⋅

+

==⋅⋅

2

2

2

2

1

1

(3.11)

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 faY< de cele din momentul schimb<rii treptei cu ambreiajul cuplat;

• percuYia P’ este cu atât mai mic<, în raport cu percuYia P, cu cât momentul de inerYie IA al p<rYii conduse a ambreiajului are o valoare mai redus<; acest lucru este psibil printr-o construcYie raYional< a p<rYii conduse a ambreiajului prin reducerea maselor şi a dezvolt<rii radiale;

• cum m

S

A

S

I

I

I

I>> , rezult< c< percuYia P’ se micşoreaz< dac< rapoartele de

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< printr-o valoare fix<, se realizeaz< în puntea motoare, cât mai aproape de roYile 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 percuYiei, la limit< pân< la zero, se obYine când se realizeaz< cuplarea treptelor dup< egalizarea vitezelor unghiulare ale roYilor care urmeaz< a fi cuplate. In vederea reducerii maxime a acestei diferenYe este necesar ca decuplarea ambreiajului s< fie complet<, iar în construcYia 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 siguranĠa al

grupului motopropulsor Regimurile de funcYionare ale automobilului pot fi dinamice tranzitorii şi dinamice stabilizate. Regimurile de funcYionare dinamice tranzitorii se caracterizeaz< prin variaYii 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 roYilor peste obstacole şi peste denivelari mari. Regimurile dinamice stabilizate, caracterizate de variaYia momentului în jurul unei valori medii poat ap<rea la deplasarea automobilului pe drumuri în stare medie şi bun<, ele datorându-se variaYiilor locale ale coeficientului de rezistenY< specific< a drumului. Protejarea grupului motopropulsor de sarcinile dinamice ridicate, create în situaYiile descrise mai înainte, atunci când ambreiajul este cuplat, are loc prin patinarea ambreiajului. Leg<tura de cuplare f<cut< prin forYele de frecare ce iau naştere în suprafeYele frontale de contact sub acYiunea forYelor 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, situaYie 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 siguranY<.

In cazul cupl<rii bruşte a ambreiajului se produce o deceleraYie puternic< a dispozitivului de contact al p<rYii conduc<toare pe suprafaYa frontal< a p<rYii conduse, datorit< c<reia apare o forY< de inerYie care m<reşte de 5…10 ori forYele axiale de acYionare care menYin 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 evidenYia posibilit<Yile 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

sistemului înainte de ciocnire; E1 – energia total< a sistemului dup< ciocnire; E2 – energia cinetic< pierdut< prin ciocnire.

Pentru sistemul din figura 3.3 se obYine:

( ) ( ) ( )22222

2

1

2

1

2

1

2

1

2

1cPPcmmcPmPPmm IIIIII ω−ω⋅+ω−ω⋅+ω⋅+=ω⋅+ω⋅ ,

unde ωc este viteza unghiular< a arborilor motor şi primar, solidari în rotaYie dup< cuplarea ambreiajului, cu valoarea:

Pm

pPmmc II

II

+

ω⋅+ω⋅=ω .

Energia cinetic< pierdut<, ∆E, se reg<seşte sub forma de energie potenYial< de r<sucire elastic< a transmisiei. Lucrul mecanic elementar de r<sucire elastic< a arborilor este dat de relaYia:

,ddd ϕ⋅ϕ⋅=ϕ⋅= ϕ tcML

unde Mϕ este momentul de r<sucire; ϕ - unghiul de r<sucire; ct- rigiditatea la

r<sucire a transmisiei. Prin integrare rezult< lucrul mecanic de r<sucire: 2

2ϕ⋅= tcL

. Punând condiYia ca lucrul mecanic de r<sucire s< fie egal cu energia pierdut< la cuplarea brusc< a ambreiajului şi anume:

,EL ∆= se obYine: ( )22

2

1

2

1Pm

Pm

Pmt II

IIc ω−ω⋅

+⋅

⋅=ϕ⋅⋅ .

Xinând 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:

( ) tPm

PmPmd c

II

IIM ⋅

+⋅

⋅ω−ω= (3.12.)

Din analizarea relaYiei (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<Yii totale de r<sucire a transmisiei.

Micşorarea rigidit<Yii de r<sucire a transmisiei se obYine prin înserierea între dou< elemente constructive ale p<rYii 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 tangenYial 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

FaY< de rigiditatea elementului elastic suplimentar se precizeaz< c<, dac< acesta are o rigiditate prea redus<, sarcinile dinamice care apar pot dep<şi chiar sarcinile obYinute în lipsa elementului elastic. ExplicaYia const< în faptul c< rigiditatea redus< a elementului elastic suplimentar creeaz< un “gol suplimentar”, care conduce la apariYia şocurilor în transmisie.

Tot ca o soluYie constructiv< menit< s< duc< la diminuarea solicit<rilor dinamice din momentul cupl<rii bruşte a ambreiajului o reprezint< sporirea elasticit<Yii axiale a p<rYii conduse a ambreiajului, când se diminueaz< acYiunea forYelor de inerYie la decelerarea suprafeYelor frontale din contact. Elasticitatea axial< se obYine prin construcYii speciale ale p<rYii conduse a ambreiajului.

Fig. 3.6. Dispunerea elementului

elastic suplimentar

3.1.4. Ambreiajul, dispozitiv izolator pentru transmiterea

vibraYiilor de torsiune între motor şi transmisie

Automobilul în ansamblul s<u formeaz< un sistem elastic, care, în timpul funcYion<rii este supus permanent acYiunii oscilaYiilor. Pentru grupul moto-propulsor sursa principal< de oscilaYii 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 turaYiei de funcYionare şi o infinitate de armonici. O alt< surs< de oscilaYii, tot cu acYiune continu<, o reprezint< momentul rezistenYelor 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 frecvenYele proprii ale grupului se suprapune peste o armonic< a momentului perturbator, creeaz< pericolul plas<rii unor componente în zone de rezonanY<. In acest caz amplitudinea oscilaYiilor creşte brusc, tinzând s< produc< ruperea organelor mecanice ale grupului.

Pentru înl<turarea posibilit<Yilor de apariYie a fenomenelor de rezonanY< de mai sus se poate interveni prin:

- variaYia caracteristicilor elastice ale transmisiei, pentru ca rezonanYa s< nu poat< surveni în cazul regimurilor de exploatare;

- prin introducerea în transmisie a unui element de amortizare capabil s< absoarb< energia oscilaYiilor;

- 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.


46

Prin introducerea în partea condus< a ambreiajului a elementelor elastice suplimentare, descrise mai înainte, se înl<tur< posibilitatea apariYiei rezonanYei de înalt< frecvenY<. Pentru îmbun<t<Yirea calit<Yilor de izolare se recomand< ca elementul elastic suplimentar s< aib< o caracteristic< neliniar<, obYinut< cel mai frecvent prin înserierea mai multor arcuri cu intrare succesiv< în funcYiune. Cum rigiditatea elementului elastic nu poate fi coborât< sub o anumit< limit<,

eficacitatea lui scade în cazul frecvenYelor joase. De aceea, pe lâng< elementul elastic suplimentar se utilizeaz< şi un amortizor pentru înl<turarea apariYiei rezonanYei de joas< frecvenY< (fig.3.7).

Fig. 3.7. Dispunerea

izolatorului pentru vibraĠii de torsiune

Amortizorul 1 montat în paralel cu arcurile 2 ale elementului elastic suplimentar, împreun< cu care formeaz< izolatorul de vibraYii de torsiune, dispunând, în construcYia p<rYii conduse a ambreiajului, de dimensiuni mici, este realizat de regul< cu frecare uscat<, sub forma unui pachet de discuri strânse axial şi cu mişc<ri relative de rotaYie.

3.1.5. CerinĠele ambreiajului Xinând seama de fenomenele prezentate anterior, un ambreiaj bine conceput şi corespunz<tor reglat trebuie s< îndeplineasc< o serie de cerinYe 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 existenY< frec<rii mecanice din suprafeYele de contact atunci când automobilul este oprit cu motorul în funcYiune 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 apariYia 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 uşurinY< mediului exterior;

• în stare cuplat<, în toate condiYiile normale de funcYionare 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, faY< de caracterul periodic variabil al momentului motorului şi aleator variabil al rezistenYelor la înaintare, ambreiajul trebuie s< asigure izolarea transmiterii vibraYiilor de torsiune între motor şi transmisie.

Ambreiajul

47

In afara condiYiilor impuse ambreiajului în diversele faze de funcYionare, acesta trebuie s< mai îndeplineasc< urm<toarele: momentul de inerYie al p<rYii conduse, solidare la rotaYie cu arborele primar al cutiei de viteze, s< fie cât mai mic, un moment mare prelungind durata de egalizare a vitezelor unghiulare ale roYilor dinYate ce urmeaz< a fi cuplate; pe toat< durata de funcYionare, parametrii de baz< s< varieze cât mai puYin, eventualele reglaje impuse de corectarea parametrilor urmând s< se menYin< timp îndelungat; s< aib< o durat< de serviciu şi o rezistenY< la uzur< cât mai mari; s< aib< dimensiuni geometrice şi mase cât mai reduse; s< confere siguranY< în funcYionare printr-o construcYie simpl< şi ieftin<. 3.2. ConstrucĠia ambreiajelor mecanice Ambreiajele mecanice întâlnite în construcYia 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 rotaYie cu carcasa 4, având îns< faY< de aceasta mobilitate relativ< de translaYie, se g<seşte discul de presiune 5. Pentru realizarea forYei necesare menYinerii 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 funcYionare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea s<geYii 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 subYire din oYel, (poz. 9), de form< tronconic<, având o serie de braYe 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 poziYii în caracteristica elastic<, corespunz<toare st<rilor de funcYionare, se obYine prin modificarea în<lYimii trunchiului de con la acYionarea cu o forY< 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


48

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

a) b)

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

ForYele normale de ap<sare dintre suprafeYele conduse şi suprafeYele conduc<toare vor determina apariYia forYelor de frecare, fiecare suprafaY< de frecare reprezentând o cale de leg<tur< dintre p<rYile condus< şi conduc<toare. ForYele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rotaYie, dau naştere momentului capabil al ambreiajului.

Decuplarea ambreiajului se obYine când în partea de comand< se dezvolt< o forY< de decuplare Fd, sub acYiunea 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 forYelor 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<rYile conduc<toare şi condus<. Se obYine starea de debreiere (decuparea motorului de transmisie). Ambreierea dup< debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se obYine prin anularea forYei de decuplare Fd din partea de acYionare,

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 construcYiile celor dou< tipuri de ambreiaje, la ambreiajele cu arcuri periferice se constat< urm<toarele:

- ap<sarea discului de presiune pe suprafaYa de frecare se face neuniform; - montarea arcurilor impune o serie de prevederi constructive legate de

menYinerea lor contra acYiunii forYei centrifuge la funcYionarea motorului şi de evitarea acYiunii directe a fluxului de c<ldur< rezultat în fazele de patinare ale ambreiajului;

- pârghiile de decuplare impun operaYii 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< existenYei unui num<r mare de piese şi cuple mobile cu frecare ce intr< în compunerea mecanismului ambreiaj.

Pentru analiz< comparativ< a caracteristicilor de funcYionare ale celor dou< tipuri de ambreiaje, în figura 3.9 se prezint< caracteristicilor elastice ale arcurilor prin dependenYa forY< elastic< (F) - deformaYie (f).

Curba 1 corespunde ambreiajului cu arcuri periferice, iar curba 2 ambreiajului cu arc central diafragm<. Considerând c< ambele tipuri de ambreiaje dezvolt< iniYial acelaşi moment, bazat pe dependenYa liniar< dintre forYa arcurilor şi momentul capabil al ambreiajului, starea iniYial< cuplat< corespunde punctului C cu coordonatele (Fc,fc). FaY< de valoarea s<geYii din stare cuplat< a ambreiajului (fc), sporirea deformaYiei corespunde cursei de debreiere, iar reducerea deformaYiei corespunde compens<rii uzurilor de frecare ale discului condus. Dac< ∆h este cursa necesar< debreierii, punctele C1 şi C2 corespund poziYiei 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:

Fig.3.9. Caracteristicile de funcĠionare ale

ambreiajelor mecanice cu arcuri

- acYionarea ambreiajului cu arc diafragm< este mai uşoar< deoarece forYa necesar< pentru menYinerea ambreiajului în poziYie decuplat< este mai redus< la acest tip de ambreiaj (FD2<<FD1); - ambreiajul cu arc central diafragm< prezint< o progresivitate ridicat< la cuplare datorit< elasticit<Yii mari a arcului diafragm<;


50

- ambreiajul cu arc central diafragm< nu are tendinYa de patinare la uzarea garniturilor, deoarece momentul capabil al ambreiajului se menYine în jurul valorii nominale de nou pe toat< durata de funcYionare a ambreiajului (corespunz<toare uz<rii garniturilor cu m<rimea ∆h);

- toate elementele constructive sunt piese de revoluYie, astfel c< echilibrarea ambreiajului se face f<r< dificultate.

Aspectele constructive şi funcYionale rezultate din prezentarea de mai înainte motiveaz< utilizarea generalizat< a ambreiajelor cu arc central diafragm< la toate construcYiile de autoturisme concepute dup< anii 1970-1975, de când obYinerea arcului diafragm< nu a mai prezentat o dificultate tehnologic<. 3.2.1. SoluĠii constructive de ambreiaje mecanice La ambreiajele cu arc central diafragm<, în funcYie de sensul de acYionare al forYei de decuplare, se disting dou< tipuri: ambreiajul cu arc diafragm< decuplabil prin comprimare, numit şi ambreiaj de tip apăsat şi ambreiajul cu arc diafragm< decuplabil prin tracYiune, numit şi ambreiaj de tip tras.

ConstrucYia ambreiajului cu arc diafragm< de tip apăsat (fig.3.10) utilizat la majoritatea autoturismelor de talie mic< şi medie, precum şi a autoutilitarelor uşoare, cuprinde în partea conduc<toare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2, discul de presiune 3 şi arcul diafragm< 4, montat precomprimat în carcas<. Solidarizarea în rotaYie dintre discul de presiune 3 şi carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice multiple 5, care permit şi translaYiile relative dintre disc şi carcas< necesare decupl<rii şi compens<rii uzurilor.

Fig.3.10. ConstrucĠia ambreiajului cu arc diafragmă “apăsat”

În stare cuplat<, starea normal< a ambreiajului (poziYia C –deasupra axei de simetrie – fig. 3.10), arcul diafragm< 4, precomprimat între discul de presiune şi carcas<, apas< prin diametrul bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel forYa de ap<sare necesar< menYinerii ambreiajului în stare

Ambreiajul

51

cuplat<. FaY< de carcasa 2, arcul se sprijin< prin intermediul proeminenYei circulare “a” ambutisat< pe carcas<. Pentru decuplare (poziYia D – sub axa de simetrie – fig. 3.10), prin ap<sarea pedalei 6 este determinat< rotirea pârghiei de debreiere 7, ce este articulat< faY< de carterul ambreiajului; manşonul de decuplare 8 se deplaseaz< axial spre stânga, acYioneaz< arcul diafragm< în zona cercului bazei mici şi se roteşte în raport cu articulaYia de pe carcas<. Ca urmare a rotirii arcului în sens orar, rezemat pe coroana inelar< “b” fixat< pe carcasa 4, înceteaz< acYiunea de ap<sare asupra discului de presiune şi, prin lamele multiple 5, cu rol de arcuri readuc<toare, discul de presiune 3 se retrage spre carcas<, realizându-se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea leg<turii cu frecare dintre discul condus 9 şi suprafeYele conduc<tore de frecare ale volantului 1 şi discului de presiune 3.

Fig.3.11. ConstrucĠia ambreiajului cu

arc diafragma :”tras”

ConstrucYia ambreiajelor cu arc diafragm< de tip tras (fig.3.11) difer< de cea prezentat< prin modul de montare al arcului diafragm< 1 precomprimat între carcasa 2 şi discul de presiune 3 prin rezemarea de carcas< prin cercul bazei mari. Starea decuplat< se obYine prin deplasarea manşonului de decuplare 4 în sensul s<geYii, respectiv prin dep<rtarea manşonului de volantul motorului. 3.2.2. Elemente constructive ale ambreiajelor mecanice

a. Volantul. Rolul principal al volantului, determinat de motorul automobilului, este de volant de inerYie pentru reducerea gradului de neuniformitate a vitezei unghiulare de rotaYie a arborelui cotit, astfel c< forma şi dimensiunile lui sunt determinate în mod esenYial de tipul motorului (cu aprindere prin scânteie, cu aprindere prin comprimare) şi regimul acestuia de funcYionare (lent sau rapid). Volantul este fixat pe arborele cotit al motorului într-o poziYie bine definit< cu ajutorul şuruburilor. În zona exterioar< a acestuia se g<sesc coroana dispozitivului de pornire a motorului-demarorul (fixat de regul< pe carterul ambreiajului), precum şi coroana traductorului de turaYie al sistemului de alimentare, aprindere sau diagnosticare (dac< este cazul).


52

Fiind compatibil în dimensiuni cu partea conduc<toare a ambreiajului, zona frontal< a volantului constituie una dintre suprafeYele de frecare. ConstrucYia volantului este determinat< de rolul funcYional pe care îl îndeplineşte pentru motor, iar configuraYia acestuia este influenYat< şi de tipul mecanismului de ambreiaj cu care acesta este asamblat. Volantul clasic se întâlneşte în dou< variante: volantul monobloc, plat sau cu obad<, constituit ca o pies< masiv< din font<, şi volantul modular, compus din elemente asamblate. Volantul monobloc, r<spândit la construcYiile actuale de autoturisme, este volantul plat. Datorit< densit<Yii şi comportamentului favorabil în funcYionare (coeficient de frecare şi rezistenY< la uzur<), în construcYia volantului este utilizat< fonta: cenuşie, în cazul motoarelor clasice, şi nodular<, în cazul motoarelor ce funcYioneaz< la turaYii ridicate (ce pot determina tensiuni interne periculoase). În vederea îmbun<t<Yirii progresivit<Yii cupl<rii şi rezistenYei la uzur<, suprafaYa frontal< aflat< în contact cu garniturile de fricYiune este prelucrat< cu rugozitate mic< ( 0,8 microni). L<Yimea acesteia este superioar< cu 2...3 mm celei a garniturii. Volantul modular (fig.3.12), datorit< reducerii costurilor de fabricaYie, constituie o soluYie de viitor.

a) b) Fig.3.12. ConstrucĠia volantului modular:

a - solidar cu arborele cotit al motorului; b - solidar cu carcasa ambreiajului

Ambreiajul

53

Este construit dintr-un disc de oYel (care este asamblat cu arborele cotit al motorului) pe care se fixeaz< volantul propriu-zis, din font< având forma unei coroane.

În varianta propus< de VALEO (fig. 3.12,a) de discul de oYel 1, solidaridarizat cu arborele cotit al motorului, se fixeaz< prin şuruburile 2 volantul 3. La extremitatea discului de oYel 1 este ştanYat< coroana 4 a traductorului de turaYie. ConstrucYia modular< a volantului produs de firma LUK, pentru VW Golf, (fig. 3.12,b) simplific< foarte mult construcYia ambreiajului, deoarece discul de oYel 1 al volantului modular 2 îndeplineşte şi funcYia de carcas< a ambreiajului. La volantul din figura 3.13, dezvoltat de constructori consacraYi de ambreiaje (VALEO, LUK sau SACHS) pentru autoturisme de clas< superioar<, s-a asociat funcYionarea volantului de inerYie cu cele de element elastic suplimentar şi element izolator pentru vibraYiile de torsiune din grupul motopropulsor. Dublul volant este compus dintr-un volant primar 1, fixat pe arborele cotit al motorului şi un volant secundar 2, pe care se monteaz< mecanismul ambreiaj. Între cei doi volanYi, centraYi printr-un rulment 3, este amplasat izolatorul de vibraYii torsionale, compus din arcurile elicoidale 4 şi amortizorul 5, format dintr-un pachet de inele de frecare. Datorit< spaYiului disponibil în gabaritul volantului motor, dimensiunile izolatorului de vibraYii pot fi majorate faY< de cazul dispunerii lui în discul condus al ambreiajului şi, ca urmare, rezult< un filtraj al vibraYiilor torsionale foarte bun chiar şi în regimurile de turaYie reduse. Prin înserierea arcurilor 4 între cei doi volanYi acestea îndeplinesc şi rolul dispozitivului elastic suplimentar pentru limitarea momentului la cuplarea brusc< a ambreiajului.

Fig. 3.13. Volantul de inerĠie asociat cu izolatorul de vibraĠii de torsiune

b. Mecanismul ambreiaj este subansamblul ce asigur< ap<sarea şi eliberarea discului de fricYiune, poziYionat între acesta şi volant. Fixarea mecanismului de ambreiaj pe volant este de tip demontabil< şi este realizat< cu ajutorul unor elemente de centrare şi al unor şuruburi dispuse în zona periferic<. Principalele cerinYe funcYionale ale acestui subansamblu sunt: - s< exercite o presiune uniform repartizat< asupra discului de fricYiune;


54

- s< fie bine echilibrat dinamic; - s< aib< gabarit axial minim. În componenYa acestui subansamblu se g<sesc urm<toarele elemente principale: discul de presiune, dispozitivul elastic de ap<sare (presiune), carcasa ambreiajului (mecanismului).

Discul de presiune, confecYionat din font< sau din oYel, se afl< în acelaşi regim de mişcare cu volantul motorului şi are posibilitatea deplas<rii axiale faY< de volant, mişcare necesar< decupl<rii ambreiajului şi compens<rii uzurilor de frecare ale discului condus. Solidarizarea în mişcare de rotaYie şi ghidarea axial< a discului de presiune cu volantul se face în mai multe moduri, din care cel mai frecvent este prin intermediul unor lamele radiale (fig.3.14), dispuse tangenYial (fig.3.14,a), în triunghi (fig. 3.14,b) sau radial (fig.3.14, c).

a) b) c)

Fig. 3.14,. Solidarizarea discului de presiune cu carcasa:

a - lamele radiale; b - în triunghi; c - radial.

Pentru asigurarea unei ap<s<ri uniforme a discului condus pe suprafaYa de frecare, discul de presiune trebuie s< fie rigid. Pentru a facilita transferul unei cantit<Yi cât mai mare de c<ldur<, rezultat< din procesul patin<rii ambreiajului, discul de presiune este prev<zut, pe partea opus< suprafeYei de frecare, cu aripioare de r<cire. Carcasa ambreiajului este fixat< rigid pe volantul motorului prin şuruburi, constituind suport pentru arcul diafragm< şi elementele de solidarizare în rotaYie şi ghidare axial< a discului de presiune. In partea central<, carcasa are o deschiz<tur< circular<, prin care trece arborele ambreiajului cu manşonul de decuplare. Carcasa este obYinut< prin ambutisare din tabl< cu conYinut redus de carbon sau, în cazul unor ambreiaje de dimensiuni mari, prin turnare din font<. SoluYia realizat< din tabl< ambutisat< ofer< avantajul de a obYine o uşoar< elasticitate axial< a carcasei, ce contribuie la progresivitatea cupl<rii. Dispozitivul elastic de apăsare (presiune) este constituit de arcul central diafragm< şi soluYia de fixare a arcului precomprimat între carcas< şi disc de presiune. ForYa de ap<sare este realizat< de un singur arc, de o construcYie special<, numit diafragmă. În stare liber<, arcul diafragm< are forma unui trunchi de con, cu braYe elastice, formate prin decup<ri radiale (fig. 3.15).

Ambreiajul

55

Fig. 3.15. Forme ale arcului diafragmă

ForYa elastic< a arcului pentru o s<geat< dat< variaz< în funcYie de grosimea tablei, de unghiul conului şi de diametrele de rezemare pe carcasa mecanismului şi pe discul de presiune. În funcYie de sensul forYei de decuplare (manşonul de decuplare apas< sau trage partea central< a arcului), se disting dou< tipuri de mecanisme: mecanism de tip apăsat, când la decuplare manşonul se apropie de volant, şi mecanism de tip tras, când la decuplare manşonul se îndep<rteaz< de volant. Intre cele dou< tipuri de mecanisme este de remarcat c< pentru performanYe identice, ambreiajul cu arc tras are o dezvoltare radial< mai redus< decât ambreiajul cu arc comprimat, în timp ce acesta din urm< are un gabarit axial redus. In figura 3.16 sunt prezentate moduri de fixare a arcului între carcas< şi disc de presiune. Rezemarea arcului diafragm< faY< de discul de presiune se face printr-un cordon circular C, întrerupt din loc în loc de fante radiale, ce îmbun<t<Yesc schimbul termic prin accelerarea fenomenului de ventilare.

Asamblarea arcului cu carcasa se realizeaz< de regul< cu elemente nedemontabile.

La soluYia din figura 3.16, a, denumit< mecanism de tip comprimat cu articulare inel-antretoaz< Delta, articularea diafragmei 1 faY< de carcasa 2 este realizat< pe un inel circular continuu 3, ambutisat pe carcasa 2, şi prin antretoazele 4 cu cap în form< Delta. Antretoazele sunt introduse în degaj<rile circulare practicate la extremitatea canalelor

a) b) c) Fig.3.16 Asamblări ale arcului diafragmă: a -inel-antretoază Delta; b- coroana-inel;

c- articulare periferică


56

radiale şi sunt nituite pe carcas<. Uzurile ce apar în zonele de contact cu arcul înr<ut<Yesc funcYionarea ansamblului, limitând perioada de utilizare. Pentru o funcYionare corect< la asamblare este prev<zut un joc de montaj de 0,1....0,2 mm, pentru a evita solicit<ri suplimentare în arc; acest joc diminueaz< cursa util< a discului de presiune. Deformarea lamelelor arcului şi cea a carcasei determin< o întârziere la cuplare-decuplare dar îmbun<t<Yeşte progresivitatea ambreiajului.

La mecanismul de tip comprimat cu articulare coroan<-inel (fig.3.16, b), articularea diafragmei 1 faY< de carcasa 2 se realizeaz< printr-un inel continuu 3, ambutisat pe carcas<, şi printr-o coroan< inelar< 4, din tabl< ambutisat<, deformat< elastic la montaj, pe cealalt< faY< a diafragmei. Asamblarea carcas<-diafragm<-coroan< este realizat< prin deformarea unor lamele decupate în carcas<, ce trec prin degaj<rile circulare ale arcului într-o asemenea manier<, încât susYin şi apas< coroana inelar<. Aceast< construcYie asigur<: o strângere elastic<, limitând uzura datorat< vibraYiilor, şi o rigiditate satisf<c<toare la acYionarea manşonului de decuplare, o bun< preluare a abaterilor de execuYie a elementelor componente. La mecanismul de tip tras cu articulare periferic< (fig.3.16, c), arcul diafragm< 1 se reazem< pe carcasa 2, printr-o simpl< ap<sare permanent<, prin cercul bazei mari pe inelul continuu 3, ambutisat în carcas<. Acest montaj este posibil în varianta "tras<", deoarece sensul forYei nu se schimb< când se trece de la faza cuplat< la decuplat. Comanda decupl<rii se efectueaz< în sens invers, prin dep<rtarea manşonului de decuplare de discul de presiune. De regul< manşonul de decuplare este solidarizat cu arcul diafragm<. Prin acest montaj se evit< jocul în articulaYie, astfel încât uzura este automat compensat<. In plus, prin reducerea consolei între zona de ap<sare a arcului diafragm< pe carcas< şi fixarea carcasei pe volantul motorului se m<reşte rigiditatea carcasei. Întârzierea la decuplare este foarte mic< şi la decuplare r<mâne constant< în timp, în ciuda uzurii. Mecanismul de tip tras permite aplicarea de forYe axiale mari pe discul de presiune şi are aplicaYii la transmisiile cu un moment mare de înc<rcare, ce echipeaz< autoutilitare. La utilizarea în cazul autoturismelor este redus efortul la pedal< f<r< a spori dimensiunile ambreiajului. Dup< asamblare, mecanismul de ambreiaj este echilibrat dinamic pe un utilaj specializat; pentru a fi adus în toleranYa prev<zut<, fie se degajeaz< porYiuni de material prin g<urirea discului de presiune, fie se asambleaz< contragreut<Yi prin nituire pe carcas<. Definirea caracteristicilor mecanismului de ambreiaj cu arc diafragm< se face prin inscripYionarea pe carcas< a unui cod format din cifre şi litere, de exemplu: 180 DBR 265 ForYa de ap<sare [daN]; Manşonul de decuplare Ramforsat; Manşonul de decuplare cu Bile; Mecanismul cu Diafragm<; Diametrul exterior al discului [mm];

Ambreiajul

57

sau: 180 CP 310 ForYa de ap<sare [daN];

Sistemul de acYionare cu presiune constant< (Constant Pressure);

Diametrul exterior al discului [mm]; c. Discul condus este un subansamblu constructiv al p<rYii conduse a ambreiajului, care, sub acYiunea forYelor axiale dezvoltate în mecanismul ambreiaj, permite transmiterea fluxului de putere al motorului c<tre arborele condus al ambreiajului. Principalele cerinYe funcYionale ale acestui subansamblu sunt: s< transmit< integral momentul motor; s< utilizeze cu eficacitate forYa furnizat< de mecanismul ambreiaj; s< asigure progresivitate la cuplarea ambreiajului la pornire din loc sau dup< schimbarea treptei de vitez<; s< permit< o bun< ventilare; s< asigure izolarea vibraYiilor de torsiune provenite de la motor pentru a proteja transmisia.

Fig.3.17. ConstrucĠia discului condus

Discul condus (fig.3.17) este format din discul suport 2 pe care se fixeaz< garniturile de frecare 1 şi 3, butucul cu flanşa 5, izolatorul pentru vibraYii de torsiune, format din elementul elastic 6 şi inelele de frecare 4 şi 7, discul suplimentar (de închidere) 9 şi niturile de asamblare 8. Discul suport din componenYa discului condus al ambreiajului este realizat din oYel şi are un dublu rol: fixarea garniturilor de fricYiune şi transmiterea momentului de torsiune între garniturile de frecare şi butucul discului. La cuplare, creşterea momentului capabil al ambreiajului depinde de propriet<Yile elastice ale ambreiajului şi de ritmul cupl<rii. Propriet<Yile elastice în direcYia axial< ale discului condus au importanY< deosebit< asupra cupl<rii line a ambreiajului. Cu cât este mai mare elasticitatea axial< a discului condus, cu atât creşterea forYei de ap<sare dintre suprafeYele de frecare, respectiv a momentului de frecare, va fi mai progresiv<, iar cuplarea ambreiajului va fi mai lin<.


58

Progresivitatea cupl<rii este asigurat< de elasticitatea axial< a discului condus, iar propriet<Yile elastice depind de construcYia discului suport. In figura 3.18 sunt prezentate soluYii pentru sporirea elasticit<Yii axiale a discului suport. Discul dantelat (fig.3.18, a) este prev<zut cu t<ieturi radiale, împ<rYit în mai multe sectoare îndoite, astfel încât în zona periferic< discul este ondulat. P<strarea acestei forme în funcYionare se face printr-o alegere corespunz<toare a materialului (oYel arc) şi printr-un tratament termic adecvat. În plus, decup<rile suplimentare previn deformaYiile sub efectul tensiunilor interne remanente dup< supraînc<lzirea din perioadele de patinare.

a) b) c)

Fig. 3.18. SoluĠii pentru sporirea elasticităĠii axiale a discului condus: a- disc dantelat; b- arc plat; c- disc ondulat şi arc plat

Pe ambele feYe ale discului 1 sunt montate, prin nituire, câte o garnitur< de

frecare 2 şi 3, pe sectoarele a c<ror curbur< este îndreptat< spre garnitur<, astfel încât, în stare liber<, între garnituri şi disc exist< un joc de 0,5...1 mm, funcYie de m<rimea discului de ambreiaj. La cuplare, suprafaYa de contact creşte progresiv pe m<sur< ce discul suport se apropie de forma plan<, asigurând o ambreiere lin<, f<r< şocuri.

La soluYia din figura 3.18, b, discul suport 1 este executat plat, îns< între el şi garnitura de frecare 2 este introdus arcul ondulat 3, fixat de discul suport cu niturile centrale 4. De ambele p<rYi se fixeaz< cele dou< garnituri de frecare, una direct pe discul suport plat de oYel, iar cealalt< pe arcul ondulat. La discul condus din figura 3.18, c, pentru sporirea elasticit<Yii axiale pe discul suport ondulat 1, se

Ambreiajul

59

monteaz< arcul ondulat 2. Niturile 3 de fixare a arcurilor ondulate fixeaz<, alternativ, de suport şi câte una din garniturile de frecare 4 şi 5. Niturile de fixare sunt din cupru, din aluminiu sau din alam<, cu cap înecat sau sunt nituri tubulare din oYel moale. Discul suport al garniturilor se fixeaz< de flanşa butucului prin intermediul izolatorului pentru vibraYii torsionale, ce apar datorit< rotaYiei neuniforme a arborelui cotit şi datorit< variaYiilor vitezelor unghiulare la deplasarea automobilului. Acest ansamblu (fig. 3.19) se compune din dou< p<rYi, concentrice, cu

mobilitate radial< una faY< de cealalt< şi legate între ele printr-un sistem elastic. Prima parte este constituit< dintr-un butuc canelat 1 şi o flanş< 2, corp comun sau sertizate, ce culiseaz< pe arborele ambreiaj sau pe arborele primar al cutiei de viteze. Partea a doua este format< din discul suport 3 al garniturilor şi un disc de închidere (ghidare) 4. Între aceste dou< p<rYi se afl< montate arcurile elicoidale 5,

Fig.3.19. Izolatorul pentru vibraĠiile de torsiune


60

ce formeaz< dispozitivul elastic şi unul sau dou< seturi de garnituri de fricYiune 6 şi arcuri lamelare circulare, ce formeaz< dispozitivul amortizor. Antrenat în rotaYie de momentul motor, ansamblul periferic format din discul suport şi discul de ghidare lateral, solidarizate prin niturile distanYiere 7, comprim< arcurile fixate în ferestrele corespondente şi, prin intermediul acestora momentul este transmis flanşei butucului canelat. Deplasarea relativ< de rotaYie dintre discul suport şi flanşa butucului, permis< de deformarea arcurilor elicoidale, determin< în amortizor dezvoltarea de lucru mecanic de frecare, care duce la amortizarea mişc<rii relative de rotaYie. Frec<rile din amortizor şi caracteristicile elastice ale arcurilor, corelate cu momentele de intrare în acYiune a arcurilor, ofer< posibilitatea de a se controla în particular histerezisul izolatorului care determin< calitatea filtr<rii vibraYiilor torsionale, evitându-se zgomotul din angrenajele transmisiei. Pentru diminuarea zgomotului cutiei de viteze, când funcYioneaz< în sarcin<, în regimul tracYiunii sau în frân< de motor, intrarea în acYiune a arcurilor se va face diferenYiat, iar amortizorul va fi conceput într-o astfel de manier<, încât s< se obYin< un histerezis variabil prin multiplicarea suprafeYelor interne de frecare, prin utilizarea rondelelor din metal sau din plastic de geometrie variat<. Dac< la funcYionarea în sarcin< rigiditatea rezultat< a arcurilor variaz< între 5…20 N/grad unghiular, pentru diminuarea zgomotului, în poziYia neutr< a cutiei de viteze, este necesar< o rigiditate a arcurilor şi un histerezis al sistemului de ordinul a 0,6…0,8 N/grad unghiular. Satisfacerea simultan< a cerinYelor este posibil< prin utilizarea discurilor cu izolator dublu: izolatorul principal, care atenueaz< vibraYiile în

sarcin<, preizolatorul, care le absoarbe pe cele de la punctul mort (fig.3.20). Dat< fiind complexitatea construcYiei, aceasta are utilizare restrâns<, la autoturisme de clas< special<. Garniturile de frecare sunt elemente în form< de coroan< circular< fixate prin nituri pe discul suport din oYel (fig.3.21).

Materialele din care sunt executate garniturile de

frecare sunt astfel alese încât s< asigure: un coeficient de frecare ridicat cu bun< stabilitate în timp, rezistenY< la uzur<, funcYionare f<r< zgomot, rezistenY< mecanic< (sub efectul centrifug<rii), rezistenY< la temperaturi înalte, elasticitate axial<.

Fig.3.20. Izolator dublu pentru vibraĠii de torsiune

Garniturile de tip FERODO, care erau folosite curent pân< acum şi care aveau în compoziYie fibre de azbest, au fost înlocuite de garnituri din r<şini sintetice armate cu fibre de kevlar sau cu fibre din sticl<, nepoluante prin particulele rezultate din uzura garniturilor. Utilizând metalurgia pulberilor, prin sinterizare se pot obYine garnituri de o bun< calitate, care au îns< tendinYa unei funcYion<ri cu zgomot.

Ambreiajul

61

Fig.3.21. Tipuri de garnituri de frecare Garniturile moderne sunt elaborate pe baz< de fire compuse din diferite fibre şi impregnate cu liant, înf<şurate într-o r<şin< sintetic<. Piesele pot avea grosimi de 2,7…4 mm. Acest procedeu tehnologic le confer< o bun< rezistenY< la forYele centrifugale. Pentru a proteja garniturile de frecare împotriva înc<lzirii exagerate, pe suprafaYa acestora se prev<d o serie de canale radiale, prin care, la rotirea ambreiajului, circul< aer care contribuie la r<cirea suprafeYelor de frecare. In acelaşi timp, şanYurile contribuie la menYinerea curat< a suprafeYelor de frecare prin evacuarea centrifugala a particulelor rezultate din uzura garniturilor şi, într-o m<sur< oarecare, la cuplarea total< şi rapid< a ambreiajului prin înl<turarea fenomenului de ventuzare a garniturilor de frecare pe suprafeYele de contact. Garniturile ambreiajelor destinate automobilelor de competiYie prezint< caracteristici particulare: cuplul transmis şi turaYiile de lucru sunt superioare celor de serie, iar progresivitatea şi amortizarea vibraYiilor nu constituie cerinYe imperative. ConstrucYia presupune utilizarea garniturilor de tip metalo-ceramic. Garniturile metalo-ceramice se prezint< sub forma unor pl<ci care au propriet<Yi mecanice sc<zute. Pentru îmbun<t<Yirea calit<Yilor mecanice se confecYioneaz< aşa-numitele pl<cuYe bimetalice, la care masa metalo-ceramic< se aplic< pe pl<ci suport din oYel. In tabelul 3.1 sunt prezentate principalele caracteristici ale garniturilor de frecare. d. Manşonul de decuplare este elementul ce permite transmiterea efortului de decuplare (prin ap<sare sau prin tracYiune) primit de la furca de decuplare fixat< pe carterul ambreiajului, mecanismului ambreiaj aflat în mişcare de rotaYie. Ansamblul este concentric cu arborele ambreiajului. La ambreiajele cu mecanisme cu arcuri periferice, manşonul acYioneaz< asupra pârghiilor de decuplare. La ambreiajele cu mecanisme cu arcuri tip diafragm<, manşonul acYioneaz< direct asupra p<rYii centrale a arcului.

Manşonul se compune din dou< inele cilindrice coaxiale, unul în rotaYie cu mecanismul ambreiaj şi cel<lalt f<r< rotaYie, legat de furca de comand<. Pentru evitarea înc<lzirii provocate de frecarea de contact, la soluYiile actuale, între aceste inele, se intercaleaz< un rulment, numit rulment de presiune.


62

Ambreiajul

63

ConstrucYia unui manşon de decuplare cu ghidaj central este prezentat< în figura 3.22, a. Partea f<r< rotaYie a manşonului 1 culiseaz< pe bucşa 2, concentric< cu arborele ambreiajului, şi fixat< în carterul ambreiajului; partea rotitoare (inelul rotitor al rulmentului 3) acYioneaz< direct asupra pârghiilor de decuplare sau asupra arcului de tip diafragm<.

a) b)

Fig.3.22. ConstrucYia manşonului de decuplare: a- cu ghidaj central; b- cu autocentrare

Aceast< construcYie poate s< funcYioneze şi f<r< curs< liber< (gard<)

împreun< cu un sistem de acYionare adaptat. Manşonul de decuplare cu autocentrare (fig.3.22, b) se utilizeaz< atât în situaYia unei comenzi cu joc (gard<), cât şi în cea a unei comenzi de tipul cu ap<sare constant<. El elimin< dezavantajele provocate de dezaxarea posibil< între manşonul de decuplare şi mecanismul ambreiajului (zgomot şi uzur< accentuate), ce pot ap<rea în montajul prezentat mai înainte. Rulmentul 1 se poate deplasa radial în raport cu manşonul culisant 2, astfel încât se autocentreaz< pe mecanismul ambreiaj 3.

3.2.3. Sistemul de acĠionare a ambreiajului Ambreiajul mecanic cu discuri poate avea în funcYionare dou< st<ri: cuplat şi decuplat. Trecerea ambreiajului din starea cuplat< (normal<) în starea decuplat< se obYine în urma acYiunii de debreiere şi se realizeaz< prin intermediul sistemului de acYionare, care desface leg<tura de cuplare. Pentru a corespunde constructiv şi funcYional, sistemele de acYionare a ambreiajului trebuie s< îndeplineasc< o serie de cerinYe printre care: s< asigure o cuplare rapid< şi o decuplare rapid< şi total<, forYa aplicat< pedalei s< fie cât mai mic< (80…120 N la curse ale pedalei de 80…120


64

mm); s< asigure compensarea automat< a jocurilor datorate uzurilor normale ale ambreiajului, s< aib< o construcYie simpl< şi sigur< în utilizare. Din punct de vedere constructiv, sistemele de acYionare pot fi cu comand< mecanic< sau cu comand< hidraulic<. a. Comanda mecanică a ambreiajului. La acest tip de comand<, realizat< în variantele moderne prin cablu, acYionarea manşonului de decuplare se face de c<tre conduc<torul automobilului prin ap<sarea pedalei de ambreiaj. Comanda cu cablu se bazeaz< pe capacitatea de a transmite forYa de acYionare prin deplasarea unui cablu menYinut pe un traseu de regul< curbiliniu de o teac< fix<. ConstrucYia unui astfel de mecanism este prezentat< în figura 3.23. Comanda se transmite de la pedala 1 la furca 9, articulat< de pârghia de debreiere 10, prin intermediul cablului 2 montat în teaca 5. La comanda prin cablu, transmiterea efortului de acYionare se face numai prin tracYiune. Cablul este constituit dintr-un miez flexibil şi inextensibil din oYel, ce preia sarcina şi o îmbr<c<minte de fire înf<şurate în spiral<, alternativ în cele dou< sensuri; flexibilitatea este conferit< de alunecarea dintre fire.

Fig.3.23. ConstrucĠia mecanismului cu comandă mecanică La fiecare extremitate, cablul este solidarizat cu elemente sertizate, pentru asamblare cu pedala de ambreiaj 1 şi cu furca de debreiere 9.

Ambreiajul

65

Teaca constituie un tub flexibil şi incompresibil, având diametrul interior superior cablului pentru a permite unsorii s< uşureze mişcarea cablului. ConstrucYia asigur< rezistenY< la eforturile transversale dezvoltate de cablu în zonele de curbur<. Teaca este îmbr<cat< într-o manta din PVC, care împiedic< p<trunderea apei şi prafului, şi este rezemat< între planşeul 4 al automobilului şi carterul 8 al ambreiajului prin ansamblul elastic 3 şi respectiv 6,7. Pentru compensarea uzurii garniturilor de fricYiune, cursa liber< necesit< un reglaj periodic. Reglarea cursei libere (gard<) existent< între manşonul de decuplare şi mecanismul de ambreiaj (arc diafragm< sau pârghiile de decuplare) se realizeaz< cu dispozitivul 11 de tip şurub-piuliY< asigurat cu contrapiuliY<. Controlul valorii de reglaj este realizat prin m<rimea deplas<rii furcii sau a pedalei, deoarece manşonul de decuplare nu este accesibil. Revenirea pedalei dup< debreiere se realizeaz< de arcul 12.

In figura 3.24 este prezentat< construcYia sistemului de acYionare pentru un ambreiaj cu mecanism cu ap<sare constant<. Pentru realizarea ap<s<rii constante a manşonului de decuplare 1 asupra mecanismului ambreiajului 2, planşeul pedalier este prev<zut cu arcul de compresiune 3, ce tensioneaz< sistemul. Arcul 3 menYine manşonul de decuplare ap<sat pe diafragm< cu o forY< de 50…80 N. Reglarea cursei active a pedalei poate fi realizat< cu un dispozitiv şurub-piuliY< 4, asigurat cu contrapiuliY< situat şi în acest caz la extremitatea cablului din zona furcii exterioare carterului ambreiaj. Pentru a verifica dac< elementul de tracYiune – cablul - culiseaz< liber în teac< este suficient< ridicarea pedalei pentru a se evidenYia existenYa unei curse libere între extremitatea pedalei şi tampon.

Fig.3.24. Mecanismul de acĠionare cu apăsare

constantă

Sistemele moderne de acYionare mecanic< sunt prev<zute cu dispozitive de reglare automate.

ConstrucYia unui astfel de dispozitiv, utilizat la autoturismele Renault, este prezentat< in figura 3.25. Cablul flexibil 1 este comandat de pedala 2 prin intermediul bieletei 3 şi al sectorului dinYat 4. În poziYie de repaus, când ambreiajul este cuplat, pedala de ambreiaj 2 şi bieleta 3 apas< tamponul limitator 5, fixat pe caroserie astfel c< pedala nu se afl< în contact cu sectorul dinYat 4. Sectorul dinYat fiind liber de acYiunea pedalei, dar sub acYiunea arcului 7, tensioneaz< cablul de


66

comand< 1, determinând o ap<sare constant< de ap<sare a manşonului de decuplare asupra diafragmei. La acYionare pedala 2 se roteşte în jurul axului principal 6.

Fig.3.25. Mecanism cu dispozitiv de reglare automată

Fazele de funcYionare ale mecanismului corespund schemelor din figura 3.26.

a) b) c)

Fig.2.26. Fazele de funcĠionare ale mecanismului de acĠionare cu

dispozitiv de reglare automată a-poziYia neacYionat< a pedalei; b- începutul acYionarii pedalei; c- poziYia ap<sat< a pedalei

Ambreiajul

67

La începutul acYion<rii (fig.3.26, b), când se apas< pedala de ambreiaj,

pedala 2 se roteşte în jurul axului principal 6, desprinzându-se din contactul cu tamponul limitator 5. RotaYia liber< a pedalei este posibil< pân< ce extremitatea sa superioar< angreneaz< cu sectorul dinYat 4, moment în care este împiedicat< pivotarea liber< în jurul axului 6. La ap<sarea în continuare asupra pedalei (fig.3.26, c), ansamblul cuplat, format din pedala 2-sectorul dintat 4 - bieleta 3, se roteşte în jurul axului principal 6, funcYionarea fiind identic< celei cu pedal< clasic<. Revenirea sistemului dup< debreiere se face pân< când pedala vine în contact cu tamponul limitator 5, respectiv se revine în poziYia din fig.3.26, a, care corespunde jocului prescris al pedalei şi ap<s<rii constante a manşonului asupra arcului diafragm<. b. Comanda hidraulică a ambreiajului, ca principiu de funcYionare şi realizare constructiv<, este similar< comenzii hidraulice a frânelor. In figura 3.27 este prezentat< construcYia de ansamblu a unei comenzi hidraulice a ambreiajului.

Fig.3.27. Organizarea acĠionării hidraulice a ambreiajului

Pedala de ambreiaj 4 acYioneaz< pistonul pompei hidraulice de comand< 3; pompa este alimentat< cu ulei special furnizat de rezervorul 5. Prin intermediul unei conducte flexibile 6, fluidul este transmis cilindrului receptor 2, al c<rui piston acYioneaz< furca 1 legat< de manşonul de decuplare. Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obYinut prin adoptarea unui diametru, pentru cilindrul receptor, superior celui al cilindrului pompei de comand<.


68

Datorit< vibraYiilor grupului motopropulsor, cilindrul receptor are o fiabilitate redus<. Pentru a atenua acest dezavantaj al sistemului hidraulic precum şi pentru a spori durabilitatea rulmentului din manşonul de decuplare a fost promovat<, în ultimii ani, soluYia în care cilindrul receptor este integrat manşonului de decuplare. Este suprimat< astfel şi furca al c<rui principal inconvenient este cel de transformare a mişc<rii de rotaYie (în jurul articulaYiei faY< de carter) în mişcare de translaYie a manşonului de decuplare. In figura 3.28 sunt prezentate dou< soluYii promovate de firma Sachs. PoziYia ”C”, dispus< deasupra axei, corespunde st<rii cuplate a ambreiajului, iar poziYia “D”, dispus< sub ax<, corespunde st<rii debreiate a ambreiajului. DistanYa Sm corespunde cursei manşonului pentru decuplarea ambreiajului. La soluYia din figura 3.28,a, deplasarea axial< a rulmentului de presiune 1 se face de pistonul 2 al cilindrului receptor 3 din bucşa 4. Accesul

a) b)

Fig. 3.28. Cilindrul receptor integrat manşonului de decuplare:

a- cu etanşare frontal<; b- cu etanşare radial< lichidului sub presiune se face prin racordul 5, etanşarea fiind asigurat< de garnitura frontal< cu autoetanşare 6. MenYinerea ap<s<rii constante a rulmentului asupra arcului diafragm< se face de arcul de compresiune 7. La varianta din figura 3.28, b similar< constructiv, rezult< creşterea diametrului activ al cilindrului receptor, dar, prin deplasarea relativ< a pistonului 1 faYa de cele dou< suprafeYe cilindrice concentrice ale bucşei 2, apar dificult<Yi de etanşare. In figura 3.29 sunt prezentate trei construcYii de ambreiaje utilizate la autoturisme de oraş, iar în figura 3.30 sunt prezentate trei construcYii de ambreiaje utilizate la autoturisme de tip “tot-teren”.

Ambreiajul

69

F

ig.

3.2

9.

Tip

uri c

onst

ruct

ive

de a

mbr

eiaj

e m

ecan

ice

pent

ru a

utot

uris

me

de o

raş


70

g.

3.3

0.

Tip

uri c

onst

ruct

ive

de a

mbr

eiaj

e m

ecan

ice

pent

ru a

utot

uris

me

“to

t-te

ren”

Ambreiajul

71

3.3. Elemente de calculul ambreiajelor

Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maxim< a momentului motorului, în funcYie tipul şi destinaYia automobilului şi de verificare la rezistenY< a principalelor piese componente. 3.3.1. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului

Parametrii principali care caracterizeaz< construcYia ambreiajului se refer< la coeficientul de siguranY< (β), presiunea specific< (ps) şi creşterea de temperatur< (∆t) în ambreiaj la pornirea din loc a automobilului. a. Coeficientul de siguranĠa al ambreiajului ( ). In timpul funcYion<rii ambreiajelor, ca urmare a frec<rilor normale din fazele de cuplare decuplare ale ambreiajului, suprafeYele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii. FaY< de construcYia mecanismului ambreiaj şi modul de generare a forYelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determin< o detensionare a arcurilor şi deci o modificare a forYei de ap<sare. Pentru ca ambreiajul s< fie capabil s< transmit< momentul maxim al motorului şi în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adopt< momentul capabil al mai mare decât momentul maxim al motorului.

In calculele de predimensionare acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranY< al ambreiajului, notat β şi definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul al ambreiajului (Ma) şi momentul maxim al motorului

(MM): 1>=βM

a

M

M, de unde se obYine valoarea momentului necesar al

ambreiajului: aM MM⋅β= (3.13)

Alegerea valorii coeficientului de siguranY< al ambreiajului în vederea determin<rii momentului necesar al ambreiajului se face Yinându-se seama de tipul şi destinaYia automobilului, precum şi de particularit<Yile ambreiajului. Pentru valori mari ale coeficientului de siguranY< β se reduce intensitatea patin<rii ambreiajului la uzarea garniturilor de frecare, se reduce lucrul mecanic de patinare şi, prin aceasta, se sporeşte durata de funcYionare a ambreiajului şi se reduce timpul de ambreiere, îmbun<t<Yindu-se dinamicitatea automobilului. M<rirea exagerat< a coeficientului de siguranY< contribuie la apariYia unor suprasarcini în transmisie, în special la frânarea brusc< a automobilului, prin diminuarea capacit<Yii de protecYie prin patinare. In plus, cu cât β are valori mai ridicate, cu atât şi forYa necesar< pentru decuplarea ambreiajului devine mai mare. Ambreiajul la care coeficientul de siguranY< are valori reduse protejeaz< bine transmisia de suprasarcini, deoarece patinarea ambreiajului are loc la valori mai mici ale momentului de torsiune, deci mai uşor şi mai frecvent în timpul deplas<rii automobilului. Aceast< situaYie poate deveni dezavantajoas<, deoarece alunec<rile frecvente provoac< uzura prematur< a discurilor.


72

De-a lungul duratei de utilizare a automobilului, prin uzarea garniturilor de frecare ale ambreiajului valoarea coeficientului de siguranY< se modific< dup< caracteristica elastic< a arcurilor utilizate. Corespunz<tor reducerii forYei de ap<sare a arcurilor datorit< uz<rii ambreiajului scade şi valoarea momentului capabil al ambreiajului. Îndeplinirea cerinYei de transmitere integral< a momentului maxim al motorului limiteaz< sc<derea coeficientului de siguranY< al ambreiajului uzat pân< la limita: βu ≥ 1. Xinând seama de preciz<rile de mai înainte, pentru valorilor coeficientului de siguranY< al ambreiajului, în concordanY< cu valorile întâlnite la automobile similare, se recomand<: β=1,4…1,7 pentru autoturisme cu capacitate normal< de trecere; β=2,0…2,5 pentru autoturisme cu capacitate m<rit< de trecere; β=3,0…4,0 pentru autoturisme de competiYii sportive. Valorile spre limita superioar< se recomand< în cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale, la care reducerea forYei elastice este direct proporYional< cu uzura garniturilor iar valorile spre limita inferioar< se recomand< în cazul arcurilor centrale diafragm<, la care forYa capabil< a arcurilor este puYin influenYat< de modificarea s<geYii de precomprimare a arcului în limita uzurilor normale. b. Presiunea specifică (p0). Presiunea specific< dintre suprafeYele de frecare ale ambreiajului se defineşte ca raportul dintre forYa dezvoltat< de arcul (arcurile) de presiune (F) şi aria unei suprafeYe de frecare a ambreiajului (A), dup< relaYia:

]MPa[A

Fp =

0. (3.13)

Valoarea maxim< a presiunii specifice este limitat< prin tensiunea admisibil< de strivire a materialului constituent al garniturilor. FaYa de aceast< limit< fizic<, în adoptarea valorii de predimensionare a ambreiajului sunt de considerat urm<toarele aspecte: • valori spre limita tensiunii admisibile de strivire favorizeaz< reducerea dimensiunilor constructive ale ambreiajului, în sensul c< discurile conduse vor avea dezvolt<ri radiale mici, cu momente reduse de inerYie; dependenYa direct< a uzurii de frecare de valoarea presiunii normale din suprafaYa de alunecare face ca durabilitatea ambreiajului s< se reduc<, sub limitele acceptate construcYiei de automobile; • valori mici ale presiunii specifice implic< suprafeYe mari de frecare, care presupun dezvolt<ri radiale însemnate ale discurilor conduse şi, de aici, creşterea gabaritelor, a maselor şi a momentelor de inerYie ale p<rYii conduse a ambreiajului. In plus, prin creşterea razelor, se sporesc vitezele tangenYiale de alunecare dintre suprafeYele de contact la cuplarea ambreiajului, situaYie în care creşte uzura de alunecare a garniturilor.

Din considerente de uzur< a suprafeYelor de frecare, presiunea specific< a ambreiajului se admite în urm<toarele limite: po = 0,2 … 0,5 [MPa] în cazul garniturilor din r<şini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau cu fibre de sticl< şi po = 1,5 … 2,0 [MPa] pentru cele metaloceramice.

Ambreiajul

73

c. Creşterea temperaturii pieselor ambreiajului ( t). La un parcurs urban de 10 km, frecvenYa cupl<rilor - decupl<rilor ambreiajului este de circa 100…300 ori. S-a ar<tat în paragraful 3.1.1 c< în procesul cupl<rii şi decupl<rii ambreiajului, o parte din lucrul mecanic al motorului se transform<, prin patinare, în c<ldur<, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului, din care cauz< garniturile de frecare funcYioneaz< la temperaturi ridicate. ExperienYele au ar<tat c< o creştere a temperaturii în planul de alunecare al garniturilor de la 30 la 100o C m<reşte uzura acestora de circa dou< ori. Având în vedere c< lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor de vitez<, în calcule se consider< situaYia cea mai dezavantajoas<, cea a pornirii din loc. De asemenea, având în vedere durata procesului de cuplare (tc<1,0 secunde), schimbul de c<ldur< cu exteriorul este redus, astfel c< se consider< c< întreg lucrul mecanic de patinare se reg<seşte sub form< de c<ldur< în discul de presiune şi în volant.

Verificarea la înc<lzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relaYia:

pmc

Lt

⋅⋅α

=∆ , (3.15.)

unde: ∆to este creşterea de temperatur<; L - lucrul mecanic de patinare, dat de relaYia (3.6); α =0,5-coeficient care exprim< partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului; mp este masa pieselor ce se înc<lzesc; c = 500 J/kg⋅OC este c<ldura specific< a pieselor din font< şi oYel.

Ambreiajul se consider< bun din punct de vedere al înc<lzirii dac< creşterea de temperatur< la pornirea din loc este în limitele ∆t = 8…15 OC.

3.3.2. Dimensionarea garniturilor de frecare Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin

intermediul c<rora se stabileşte, prin forYe de frecare, leg<tura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafeYele de frecare ale ambreiajului reprezint< c<ile de leg<tur< dintre p<rYile conduc<toare ale ambreiajului. In aceste condiYii momentul capabil al ambreiajului este momentul forYelor de frecare, dat de relaYia:

2

iemacap

RRFiRFiM

+⋅µ⋅⋅=⋅µ⋅⋅= (3.16)

unde i=2.n este num<rul suprafeYelor de frecare (al c<ilor de leg<tur< dintre partea conduc<toare şi partea condus<); n-num<rul discurilor conduse ale ambreiajului;

Rmed=2

ie RR +- raza medie a suprafeYei de frecare; Re şi Ri –razele exterioar< şi

interioar< ale suprafeYelor inelare de frecare; µ - coeficientul de frecare dintre suprafeYele discurilor; F-forYa normal< de ap<sare.


74

Pentru forYa normal< de ap<sare, dat< de relaYia (3.14), sub forma

F= , unde Apo ⋅ ( )2i

2e RRA −⋅π= este aria unei garnituri de frecare, momentul

capabil al ambreiajului este:

( )22

2 ieie

oacap RRRR

piM −⋅+

⋅π⋅µ⋅⋅= (3.17)

Ambreiajul se consider< corect dimensionat dac< momentul capabil dat de relaYia (3.16) este egal cu momentul necesar definit de relaYia (3.13), adic<:

( ieie

oMacapa RRRR

piMMM −⋅−

⋅π⋅µ⋅⋅=⋅β⇒=2

22

)

de unde rezult<:

( )( )cR

ccpi

MR e

o

Me iR ⋅

+−⋅⋅π⋅⋅µ⋅β⋅

= =;11

23

2, (3.18)

unde 75,0...53,0==e

i

R

Rc . Referitor la acest raport, care influenYeaz< uniformitatea

de uzare radial< a garniturilor, se fac urm<toarele preciz<ri: valorile spre limita inferioar< ale coeficientului c arat< c< exist< o diferenY< mare între razele suprafeYelor de frecare, deci o l<Yime mare, ceea ce are drept consecinY< o uzur< neuniform< a garniturilor de frecare datorit< diferenYei mari dintre vitezele de alunecare. In scopul uz<rii uniforme, mai ales în cazul automobilelor echipate cu motoare rapide, se recomand< folosirea de valori ale coeficientului c spre limita superioar<. Garniturile de frecare sunt piese de uzur< ale ambreiajului, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mai multe ori înlocuite. Posibilitatea de înlocuire trebuie s< ofere interschimbabilitate pieselor, motiv pentru care garniturile sunt realizate într-o gam< tipodimensional< limitat< prezentat< în tabelul 3.2 dup< STAS 7793-83. In aceste condiYii valorile Re şi Ri obYinute prin relaYia (3.18) sunt valori de predimensionare, valorile definitive Yinând seama de încadrarea valorilor de calcul în prima valoare normalizat< a garniturilor.

Tabelul 3.2 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]

De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350 Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195 g 2,5…3,5 3,5 3,5 ; 4,0

De,Di - diametrul exterior, respectiv exterior al garniturii; g-grosimea garniturii 3.3.3. Calculul arcurilor de presiune

MenYinerea st<rii cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat este posibil< când pe suprafaYa de frecare se dezvolt< forYa normal<:

Ambreiajul

75

)(

2

ie

M

med

M

RRi

M

Ri

MF

+⋅µ⋅⋅β⋅

=⋅µ⋅⋅β

= (3.19.)

La ambreiajele cu arc diafragm< forYa dat< de relaYia (3.18) trebuie s< fie dezvoltat< de arc în starea cuplat< a ambreiajului. La ambreiajele cu arcuri periferice, forYa de ap<sare este dat< de forYa total< a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe periferia discului de presiune. Num<rul de arcuri se alege multiplu al num<rului de pârghii de decuplare, Yinându-se seama ca forYa dezvoltat< de un arc s< nu dep<şeasc< 500…700 N.

a. Calculul arcului diafragmă. Elementele geometrice ale unui arc diafragm< sunt prezentate în figura 3.31. ForYele care solicit< arcul diafragm< în cele dou< situaYii de rezemare care apar în timpul funcYion<rii ambreiajului sunt prezentate în figura 3.32,a, pentru situaYia ambreiat, şi în figura 3.32,b, pentru situaYia debreiat. Se consider< c< arcul c<

Fig. 3.31.ConstrucĠia arcului diafragmă

arcul diafragm< prezint< dou< elemente funcYionale reunite într-o singur< pies<: partea tronconic< plin<, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, şi lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se explic< pe modelul constructiv din figura 3.33, unde cele dou< elemente componente ale arcului diafragm<, arcul disc şi pârghiile, sunt prezentate separat. ConfiguraYia pârghiilor a fost aleas<, încât rezemarea arcului disc se face pe circumferinYele cu diametrele d1 şi d2 ca în cazul clasic de solicitare a arcului disc iar articulaYiile pe care oscileaz< pârghiile se g<sesc pe circumferinY< cu diametrul d2 respectiv d3.

Fig.3.32. ForĠele care acĠionează asupra ambreiajului

a)-starea ambreiat; b)-starea debreiat

Modelul constructiv din figura 3.33 îndeplineşte în ambreiaj acelaşi rol funcYional ca şi arcul diafragm<. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragm< utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele dou< elemente componente ale sale: arcul disc şi pârghiile de debreiere.

Pentru calcule se folosesc urm<toarele notaYii: - d1, d2, d3, S, H, h - dimensiunile arcului diafragm<;


76

- 1, 2, 3, 4, poziYia reazemelor;

- z - num<rul de braYe; - α - unghiul sectorului

care revine unui braY (α = 360 o/z);

-F - forYa de ambreiere; - Q - forYa de debreiere; - F1, Q1 - forYele de

ambreiere şi debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z; Q1=Q/z).

Pentru simplificare se consider< pârghiile rigide şi sistemul deformat pân< în poziYia în care arcul disc este aplatizat.

Fig. 3.33. Modelul constructiv al arcului diafragm<

ForYele F şi Q determin< în arcul disc momentul radial M1 şi forYa t<ietoare T1 şi în pârghii momentul de încovoiere M2 şi forYa t<ietoare T2.

În figura 3.34 s-au trasat diagramele de momente şi de forYe t<ietoare din

Fig. 3.34. Diagrama de forYe t<ietoare si momente încovoietoare

în arcul disc şi pârghii

Ambreiajul

77

arcul disc şi din pârghiile modelului constructiv, precum şi diagramele de momente şi forYe t<ietoare din arcul diafragm< obYinute prin suprapunerea efectelor din elementele componente.

Se obYin urm<toarele solicit<ri maxime:

( )

( ) ( )

QT

FT

ddF

ddQ

M

ddF

M

==

−⋅=−⋅=

−⋅=

2

1

12322

211

22

2

ForYa F (respectiv M1, T1) determin< în secYiunile arcului disc eforturile unitare axiale σt şi σr şi eforturi de forfecare τ (fig. 3.35). Deoarece eforturile unitare σr şi τ sunt neglijabile în comparaYie cu eforturile tangenYiale σt (maxime pe d2), calculul de rezistenY< al arcului se face pentru eforturile σt max folosind relaYia:

( )

⋅+

−

⋅⋅µ−⋅⋅

=σ skf

hkdk

fEt 312

112max 21

4 (3.20)

unde: E - modulul de elasticitate al materialului; µ - coeficientul lui Poisson; f - deformaYia arcului în dreptul diametrului d2; S - grosimea discului; ; k1, k2, k3 - coeficienYi de form< cu valorile:

−⋅

⋅π=

−−

⋅⋅π

=−

−+

−

⋅π

= 1ln

3;1

ln

1

ln

6;

ln

2

11

2

1

2

13

2

1

2

1

2

12

2

121

21

2

1

2

1d

d

d

dk

d

dd

d

d

dk

d

ddd

ddd

d

k

Experimental s-a constatat c<, în timpul deform<rii, generatoarele arcului disc r<mân practic rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovoie între circumferinYele d2 şi d3 comportându-se ca nişte pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformaYiile din timpul debreierii se vor determina în dou< etape: în prima etap< se calculeaz< deformaYia care provine din deformaYia arcului disc în ipoteza c< braYele sunt rigide, iar în a doua etap< se însumeaz< deformaYia suplimentar< de încovoiere a braYelor.

Fig. 3.35. Stările de tensiune din arcul diafragmă


78

DeformaYia arcului disc înc<rcat cu sarcin< uniform distribuit< pe circumferinYele de diametre d1 şi d2 se face cu relaYia:

( ) ( )

+

−−

⋅⋅µ−⋅⋅⋅

= 2211

2 21

4S

fhfh

dk

fSEF , (3.21)

care reprezint< caracteristica de elasticitate a arcului disc în timpul cupl<rii. Pentru calculul deformaYiilor

în timpul debreierii se foloseşte modelul din figura 3.36, unde:

q = q1 + q2, cu:

21

321 dd

ddfq

−−

⋅= şi

IEz

)dd(Qq

⋅⋅⋅−⋅⋅ψ

=24

332

2 (3.22)

unde: 12

3sbI

⋅= este momentul de

inerYie al secYiunii lamelei; b- baza mare a lamelei; ψ - coeficient de form< al lamelei, care are valorile din tabelul 3.3.

Fig. 3.36. Schema pentru calculul deformaĠiilor

Tabelul 3.3.

Valorile coeficientului de formă b/b1 0,2 0,3 0,3 0,4 0,5 0,6 ψ 1,315 1,315 1,250 1,202 1,160 1,121

Pentru forYa Q, din condiYia de echilibru a forYelor (fig. 3.34), se obYine:

32

21

dd

ddFQ

−−

⋅= (3.23)

Pentru trasarea caracteristicii elastice a arcului diafragm< se procedeaz< astfel:

• se verific< cu relaYia (3.20), efortul tangenYial maxim când discul este aplatisat (f = h) şi se compar< cu σad = 20 MPa;

• se calculeaz< m<rimile din tabelul 3.4 pentru diferite valori ale s<geYii cuprinse între f = 0 şi f = 1,7. h.

Tabelul 3.4

Mărimile caracteristicii elastice a arcului diafragmă M<rimea calculat< f F Q q1 q2 q Num<rul relaYiei - 3.21 3.23 3.22

• se traseaz< graficele F(f); Q(q1) şi Q(q), figura 3.37; •se stabilesc poziYiile A şi B: funcYionare pe diagrama forYei la platou F(f); •se stabilesc poziYiile a şi b pe diagrama forYei la manşonul de decuplare.

Ambreiajul

79

Fig. 3.37. Caracteristica elastica a arcului diafragmă

Pe diagrama forYei la discul de presiune F = F(f) se stabileşte punctul A, când ambreiajul este cuplat şi discul condus are grosime maxim<, şi punctul B, care corespunde poziYiei decuplat pentru o curs< de retragere adoptat< ∆AB, când se consider< c< decuplarea este complet<. Se stabilesc punctele a şi b pe diagrama forYei de ambreiere Q = f(q). Punctul a corespunde poziYiei A din curba forYei la discul de presiune, iar punctul b reprezint< poziYia corespunz<toare punctului B de pe aceeaşi curb<. Se traseaz< dreapta ma care reprezint< cursa datorat< elasticit<Yii lamelelor.

Se determin< cursa la rulmentul de presiune ∆mb în funcYie de cursa de retragere adoptat< ∆AB.

Se repet< şi pentru poziYia cea mai defavorabil< din punct de vedere al forYei şi rezult< forYa maxim< necesar< la rulmentul de presiune.

Prin aceast< metod< grafoanalitic< rezult<: - cursa la manşonului de decuplare ∆mbmin; - forYa la manşonul de decuplare Qmin.

b. Calculul arcurilor periferice. Arcurile periferice sunt arcuri elicoidale din sârma tras< cu secYiune circular< şi cu caracteristic< liniar<. Notarea elementelor geometrice ale arcului se face ca în figura 3.38. In figura 3.39 este reprezentat< schematic comportarea elastic< a arcului la compresiune.


80

Fig. 3.38. Elementele geometrice ale arcurilor elicoidale

Fig.3.39. Caracteristica elastică a

arcurilor elicoidale

Pentru calculul de rezistenY< şi dimensionare a arcurilor de presiune, în tabelul 3.5 sunt prezentate m<rimile de calcul şi relaYiile utilizate.

S-au utilizat notaYiile: Qlim – forYa de comprimare când arcul este blocat (spir< pe spir<); Qmax–forYa maxim< de calcul a arcului (apare când ambreiajul este

decuplat); Q –forYa elastic< a acului în stare cuplat< (arc pretensionat) a ambreiajului; Qmin – forYa elestic< dup< uzarea maxim< a garniturilor de frecare; flim, fmax, fmin –s<geYi corespunz<toare forYelor Qlim, Qmax, Qmin; Hlim, Hmax, Hmin –lungimile arcului corespunz<tor forYelor Qlim, Qmax, Qmin; h–cursa activ< a arcului corespunz<toare între poziYia cuplat si poziYia

decuplat.

3.4. Calculul p<rYilor conduc<toare şi conduse ale

ambreiajului

3.4.1. Calculul p<rYii conduc<toare Calculul p<rYii conduc<toare cuprinde calculul discului de presiune şi al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului.

Ambreiajul

81

Tabelul 3.5 RelaĠii pentru calculul arcurilor de presiune

Nr. crt.

Mărimea calculată RelaĠia de calcul

1 Efortul unitar de torsiune 3

max8

d

QDk m

⋅π

⋅⋅⋅=τ

2 ForĠa maximă Qmax=(1,15…1,25) Q 3 ForĠa în stare cuplată a

ambreiajului med

m

Riz

MQ

⋅⋅µ⋅⋅β

=

Valorile coeficientului de corecĠie k D/d 2,5 3 4 5 6 7 8

4

k 1,70 1,55 1,39 1,29 1,21 1,20 1,18 5 Diametrul necesar al sârmei de arc

a

Qckd

τ⋅π⋅⋅⋅

= max8

6 Indicele arcului c

d

Dm= =5…8

Diametrul pentru arcuri din sârmă trasă de otel [mm] Sârma trasă din otel carbon de calitate pentru arcuri

2,5 2,8 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0 7,0 - - - - Sârma trasă din otel aliat pentru arcuri

7

3,0 3,2 3,5 3,6 4,0 4,5 5,5 5,6 6,0 6,3 6,5 7,0 7,5 8,0

8

Numărul de spire active ( )QQD

hdGn

m −⋅⋅⋅⋅

=max

2

4

8

9 Cursa activă a arcului ;ish ⋅∆= i=nr. suprafeĠe de frecare

10 Jocul la decuplarea suprafeĠelor învecinate

∆s=0,5…0,75 la ambreiaje monodisc ∆s=0,3…0,5 la ambreiaje bidisc

11 Săgeata maximă a arcului(la decuplarea ambreiajului)

4

3max

max

8

dG

nDQf m

⋅

⋅⋅⋅=

12 Săgeata arcului în stare cuplată a ambreiajului

4

38

dG

nDQf m

⋅

⋅⋅⋅=

13 Numărul total de spire nt=n+2 14 Lungimea arcului în stare liberă H0=(nt-0,5).d+0,5.n .+h+f

15

CondiĠia de stabilitate a arcului la flambare 3≤

m

o

D

H

16 Uzura admisă garniturilor U=(1,5…2).i 17 Scăderea forĠei arcurilor în

stare uzată f

UQQ ⋅=∆

18 Coeficientul de siguranĠa al ambreiajului uzat

( )1≥

∆−⋅⋅⋅µ=β

M

medu M

QQRi


82

a. Dimensionarea discului de presiune. FuncYional, discul de presiune reprezint< dispozitivul de aplicare a forYei arcurilor pe suprafaYa de frecare, component< a p<rYii conduc<toare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi eventualele pârghii de debreiere şi mas< metalic< pentru preluarea c<ldurii rezultate în procesul patin<rii ambreiajului. FaY< de aceste funcYii, predimensionarea lui se face din condiYia prelu<rii c<ldurii revenite în timpul patin<rii f<r< înc<lziri periculoase.

Asimilând discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioar< red=Re+(3…5) mm, raza interioar< rid=Ri-(3…5) mm, Re, Ri fiind razele exterioar<, respectiv interioar< ale discului condus, se obYine din relaYia (3.15), în<lYimea necesar< a discului de presiune este:

( )2id

2ed

drrtc

Lh

−⋅∆⋅ρ⋅π⋅α⋅

= , (3.23)

unde, faY< de m<rimile amintite la relaYia (3.15), ρ este masa specific< a discului de presiune.

Grosimea determinat< reprezint< o valoare minim<; faYa exterioar< a discului este profilat< în vederea creşterii rigidit<Yii, a gener<rii unui curent intens de aer pentru r<cire şi pentru a permite leg<turile cu elementele de care se cupleaz<.

b. Calculul elementelor de legătură. Leg<turile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primeşte momentul de torsiune al motorului. Aceast< leg<tur< trebuie s< asigure, în afara rigidiz<rii în rotaYie a pieselor, şi mobilit<Yi relative axiale necesare cupl<rii, decupl<rii şi compens<rii uzurii garniturilor. In figura 3.40 sunt prezentate schemele de calcul în trei variante constructive.

a) b) c) Fig.3.40. SoluYii de fixare între discul de presiune şi carcasa ambreiajului:

a)- fixarea prin um<r; b- fixarea prin canelur<; c- fixarea prin bride

Ambreiajul

83

La fixarea prin um<r (fig. 3.40, a), solicitarea de dimensionare este de strivire intre carcasa 1 şi um<rul discului de presiune 2. Dac< R este raza medie de dispunere a umerilor şi z –num<rul de umeri, atunci efortul unitar efectiv de strivire este:

RLaz

M

RAz

M Mas ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=σ (3.24)

unde A=a.L este aria de strivire; R- raza medie de dispunere a umerilor. Fixarea cu canelur< (fig. 3.40, b), poate fi f<cut< cu canelura aparYinând

discului sau cu canelura aparYinând carcasei. In ambele situaYii calculul se face pentru solicitarea de strivire pe flancurile canelurilor şi pentru solicitarea de forfecare la baza canelurilor cu relaYiile:

-pentru strivire:RLaz

M

RAz

M M

s

as ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=σ ,

-pentru forfecare: Rhaz

M

RAz

M M

f

af ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=τ , (3.25)

unde As=a.L este aria de strivire; Af=a.h – aria de forfecare; z- num<rul canelurilor de fixare; R- raza medie de dispunere a canelurilor. La leg<tura prin bride (fig.3.40, c), calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcas< şi respectiv de discul de presiune cu relaYiile:

- pentru strivire: Rgdz

M

RAz

M M

s

as ⋅⋅⋅

⋅β=

⋅⋅=σ ,

- pentru forfecare: Rdz

M

RAz

M M

f

af

⋅⋅π⋅

⋅β⋅=

⋅⋅=τ

4

4 (3.6)

unde As=d.g este aria de strivire; Af=4

4d⋅π- aria de forfecare; d- diametrul nitului;

g-grosimea bridei; R-raza medie de dispunere a bridelor; z- num<rul bridelor. 3.4.2. Calculul părĠii conduse

Calculul p<rYii conduse cuprinde calculul arborelui condus, calculul leg<turii dintre arborele ambreiajului şi butucul discului condus şi calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

a) Calculul arborelui ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiYia de rezistenYa la solicitarea de torsiune determinat< de acYiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relaYia:

32,0 at

Mi

MD

τ⋅⋅β

= , (3.27)

unde τat este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. Valoarea definitiv< a diametrului urmeaz< a fi determinat< în funcYie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelaYi, de diametrul Di determinat, reprezentând


84

diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Se utilizeaz< canelurile triunghiulare (STAS 7346-85), care pot prelua sarcini şi cu şoc, centrarea realizându-se pe flancuri. Pentru cazul ambreiajelor ce urmeaz< s< transmit< fluxuri mari de putere se recomand< caneluri în evolvent< (STAS 6858-85), cu centrare pe flancuri. Adoptând seria canelurilor dup< diametrul interior necesar rezult< şi ceilalYi parametri necesari calculului îmbin<rii.

b. Calculul îmbinării dintre butucul discului condus cu arborele

ambreiajului. Calculul îmbin<rii dintre arbore şi butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor cu relaYia:

asd

Ms LzhD

M2k σ≤

⋅⋅⋅⋅β⋅

⋅=σ (3.28)

în care: k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri; se adopt< k=1/0,5 pentru caneluri triunghiulare şi k=1/0,75 pentru caneluri în evolventa; Dd-diametrul

mediu al canelurilor, 2

ied

DDD

+= ; h-în<lYimea portant< a canelurii,

2ie DD

h−

= ; z-num<rul de caneluri; L- lungimea de îmbinare cu butucul discului

condus. c. Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar. Pentru calculul arcurilor care formeaz< elementul elastic suplimentar, momentul limit< care le solicit< şi care limiteaz< rigiditatea lor minim< se consider< a fi momentul capabil atingerii limitei de aderenY< la roYilor motoare ale automobilului dat de relaYia:

ocv

dadc ii

rGM

⋅⋅ϕ⋅

=1

, (3.29)

în care Gad este greutatea aderent<; ϕ =0,8 –coeficientul de aderenY<; rd-raza dinamic< a roYilor; icv1-raportul de transmitere în prima treapt< a cutiei de vitez<; io-raportul de transmitere al punYii motoare.

Dac< Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor şi dac< se consider< c< toate arcurile (z-num<rul de arcuri) particip< în mod egal la preluarea momentului de calcul, forYa de calcul este:

med

cc Rz

MF

⋅= (3.30)

Din condiYia ca amplitudinea unghiular< pe care trebuie s< o admit< elementul elastic s< se situeze în intervalul θ= ±(7…10)o se obYine pentru s<geata arcului valoarea maxim<:

θ⋅= sinmax medRf (3.31)

In continuare, calculul arcurilor se face dup< metodologia ce decurge din parcurgerea tabelului 3.5, cu recomand<rile urm<toare: indicele arcului c=4…5; diametrul sârmei de arc d=2,5…4 mm; num<rul total de spire nt<6.

Capetele arcurilor se sprijin< pe ferestrele executate în disc şi în butuc (fig.3.41).

Ambreiajul

85

Lungimea ferestrelor se face mai mic< decât lungimea liber< a arcurilor cu aproximativ 15…20%, astfel încât la montare arcurile se pretensioneaz<. Pentru dimensionarea ferestrelor se recomand< urm<toarele valori: lf=25…27 mm; Re=40…60 mm; a=1,4…1,6 mm; înclinarea capetelor 1…1,50. T<ietura în butuc B=d+λr+λm, în care: d este diametrul limitatorului, d= 8…10 mm; λr şi λm –jocurile dintre limitatori şi butuc, care caracterizeaz< deformaYia maxima a arcurilor la transmiterea momentului în sensul de la roat< spre motor (λr) şi la transmiterea momentului de la motor la roat< (λm); λr şi λm se adopt< în limitele 2…2,5 mm.

Fig.3.41. Parametrii constructivi ai elementului elastic suplimentar

3.5. Calculul sistemului de acĠionare a ambreiajului

Calculul sistemelor de acYionare se face în scopul determin<rii parametrilor acestuia în condiYiile în care forYa de acYionare exercitat< de conduc<tor asupra pedalei ambreiajului şi cursa pedalei trebuie s< se situeze în limite ergonomice. Calculul se desf<şoar< în dou< etape, prima etap< fiind cea de dimensionare cinematic< a sistemelor de comand<. Urm<toarea etap<, dup< dimensionarea cinematic<, cuprinde calculul de rezistenY< (dimensionare şi/sau verificare), când în funcYie de m<rimile de intrare în sistem –forYa la pedal< şi de caracteristice cinematice ale sistemului, se determin< forYele şi momentele din elementele componente, se identific< solicit<rile şi se efectueaz< calculele dup< metodele de calcul al organelor de maşini.

3.5.1. Dimensionarea cinematică a sistemelor de acĠionare

a. AcĠionarea mecanică. La acest sistem (fig.3.42), forYa Fp se transmite de la pedala 1 prin cablul 2 la furca 3, care acYioneaz< manşonul de decuplare 4. De la manşonul de decuplare forYa se transmite discului de presiune prin intermediul pârghiilor de debreiere.

Raportul de transmitere al mecanismului cu acYionare mecanic< este:

4

3

2

1

L

L

L

Liii dpm ⋅=⋅= (3.32)


86

Deplasarea total< a manşonului de decuplare Sm este format< din cursa liber< S şi cea de lucru (activ<), necesar< deplas<rii discului de presiune exterior cu distanYa ∆h, adic<:

6

5

L

LhSSSS am ⋅∆+=+= (3.33)

unde: ∆h=∆S.i, cu ∆S distanYa dintre dou< suprafeYe de frecare; i- num<rul suprafeYelor de frecare. Cursa total< a pedalei de acYionare a ambreiajului se determin< cu relaYia:

4

3

2

1

6

5

L

L

L

L

L

LiSSS p ⋅⋅

⋅⋅∆+= (3.34)

Fig. 3.42. Sistem cu acĠionare mecanică

ForYa de aps<re pe pedal< Fp, necesar< decupl<rii complete a ambreiajului,

se determin< cu relaYia:

pam

a

m

mp ii

F

i

FF

⋅== , (3.35)

unde Fm este forYa necesar< la manşon pentru realizarea st<rii de decuplare a ambreiajului; Fa - forYa de ap<sare a arcurilor în starea decuplat< a ambreiajului;

5

6

L

Li pa= - raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere. In cazul ambreiajelor

Ambreiajul

87

cu arc central diafragm< se înlocuieşte raportul Fm= Fa /ip de mai înainte cu valoarea forYei Q, determinat< de relaYia (3.23). b. AcĠionarea hidraulică. In acest caz sistemul de acYionare (fig. 3.43) cuprinde o parte mecanic< şi o parte hidraulic<. Partea mecanic<, asem<n<toare cazului precedent, este caracterizat< prin raportul de transmitere mecanic, im, definit conform relaYiei (3.32). ForYa necesar< ce trebuie dezvoltat< de tija pistonului din cilindrul receptor este dat< de relaYia:

43

2 L

LFm ⋅=F

unde Fm este forYa necesar< la manşon pentru realizarea st<rii de decuplare a ambreiajului. ForYa de ap<sare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:

2

11 L

LFF p ⋅= , unde Fp este forYa de ap<sare asupra pedalei.

Fig. 3.43. Sistem cu acĠionare hidraulică

Datorit< faptului c< presiunea de lucru este redus<, iar conductele de leg<tur< dintre cilindri au lungime relativ mic<, se poate neglija deformaYia conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul cilindrului receptor. In aceste ipoteze, de pierderi nule de presiune din sistemul hidraulic, conform principiului lui Pascal se poate scrie:


88

hp

c iD

D

F

F==

2

2

1

2 , (3.36)

unde ih, este raportul de transmitere al p<rYii hidraulice. Se obYine astfel:

hm

mp ii

FF

⋅= (3.37)

Cunoscând cursa manşonului de decuplare şi considerând c< volumul refulat de pomp< se reg<seşte în cilindru receptor, se obYine pentru cursa pedalei relaYia: Sp=Sm

. im.ih (3.38)

unde Sm este cursa manşonului de decuplare, dat< de relaYia 3.32. La ambreiajele existente raportul de transmitere are valori între 15…20, iar în cazuri cu totul rare, chiar mai ridicate. Valoarea raportului de transmitere este legat< de cursa total< a pedalei ambreiajului, care are limite relativ înguste (120…150 mm). Prin m<rirea raportului de transmitere al sistemului de acYionare, cursa pedalei de acYionare creşte. Lucrul mecanic necesar debreierii ambreiajului se recomand< s< nu dep<şeasc< 15…20 N.m. Dac< forYa la pedal< dep<şeşte aceste limite, trebuie s< se utilizeze un servomecanism de acYionare.

Organele componente ale mecanismului de acYionare se verific<, în funcYie de tipul solicit<rilor la care sunt supuse, dup< metodele de calcul pentru organe de maşini. Calculul de rezistenY< al mecanismului de acYionare se face considerând forYa maxim< de acYionare de 300…400 N.

Pedala de acYionare este solicitat< la încovoiere, dac< forYa la pedal< Fp, acYioneaz< în centrul suprafeYei de ap<sare, sau la încovoiere şi torsiune dac< forYa acYioneaz< excentric.

Cablul de acYionare se verific< la solicitarea de întindere, de regul< secYiunea periculoas< fiind situat< în zonele filetate de la capete.

Pârghia de debreiere este solicitat< la încovoiere, momentul încovoietor maxim fiind determinat prin reducerea în secYiunea periculoas< a forYei de la manşon corespunz<toare st<rii decuplate a ambreiajului.

Ambreiajul 89

Tab. 3.1

Caracteristici principale ale garniturilor de frecare

Tipul

frec<rii

Tipul

garniturii

Coeficient de

frecare

Temperatura admis< la

suprafaY< în tegim permanent [0 C]

Uzura

[cm3/MJ]

Presiunea

recomandat< [MPa]

Densitatea 1)

RezistenYa la

tracYiune [MPa]

RezistenYa la

forfecare [MPa]

Teşite

0,35-0,40 (pot atinge

0,45…0,60)

120-160

0,8

0,2-1,0

1,5-2,0

30-30

15-25

0,25-0,30

200

0,15

0,5

2

30

25

Cu fibre: -cu azbest

(Ferodo A3S) 2)

-f<r< azbest (Valeo 201/202)

0,25-0,30 200 0,025-0,040 0,5 2 30 25

Turnate (conYin carton)

0,30-0,45 100-150 aprox.1 0,2-0,5 1,8 25-30 5-15

Metalice sinterizate 0,20-0,35 300-500 0,01-0,02 - 6,5 50 50

Uscat<

Metalo-ceramice sinterizate

0,30-0,35 400-800 aprox. 0 - 3,0-4,0 De evitat indoirea 3)

Hârtie 0,12-0,25 - - 0,6-0,8 0,5-10 0,5-10În mediu lubrifiant Metal sinterizat

Temperatura 150, (limitat< de ulei ) 0,001-0,005 1,5-2 6,5 50 50

1) Densitatea este dat< în raport cu apa nu cu masa volumic<. 2) Ferodo este o marc< inregistrat< folosit< de grupurile TURNER, NEWAL şi VALEO. 3) Sunt fragile şi trebuiesc sinterizate pe pl<cuYe din otel; rezistenYa mecanic<, cu exceptia indoirii, este foarte bun<.

4

CUTIA DE VITEZE

4.1. GeneralităĠi

Cutia de viteze realizeaz<, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere numite trepte de vitez<, acordarea posibilit<Yilor energetice ale motorului la cerinYele energetice ele automobilului în mişcare cu asigurarea unor performanYe dinamice, de consum de combustibil şi de poluare cât mai bune. Cutiei de viteze, a c<rei necesitate este determinat< de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condiYiilor de autopropulsare, îndeplineşte urm<toarele funcYiuni: schimbarea raportului de transmitere

este funcYia principal< a unei cutii de viteze; se realizeaz< astfel modificarea forYei de tracYiune şi a vitezei de deplasare în funcYie de variaYia rezistenYelor la înaintare şi/sau de regimul de circulaYie al automobilului; în plus ofer< posibilitatea autopropuls<rii automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere intern< care are turaYia minim< stabil< relativ mare;

inversor al sensului de mers al automobilului cum sensul de rotaYie al motorului este prin concepYie unic, cutia de viteze

conYine elemente a c<ror dispunere permite, când este necesar< inversarea sensului de rotaYie a arborelui de ieşire; decuplează motorul termic de roĠile motoare (punct mort) deoarece, prin concepYie, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar, pentru situaYiile în care este necesar< funcYionarea motorului cu automobilul imobilizat (ex: aducerea motorului în regim termic normal de funcYionare la pornirea la rece), lanYul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-o poziYie neutr<.

În scopul asigur<rii unei bune adaptabilit<Yi a automobilului condiYiilor concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie s< r<spund< la o serie de cerinte, printre care :


90

- s< aib< posibilitatea realiz<rii unui num<r cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar m<rimea lor s< fie determinat<în aşa fel încât s< asigure o utilizare raYional< a puterii în condiYiile unor performanYe economice, dinamice şi de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care conlucreaz<;

- construcYia s< fie simpl<, robust<, uşoar<, s< aib< un randament mecanic ridicat şi funcYionare silenYioas< ;

- în exploatare s< prezinte siguranY< şi întreYinere uşoar< iar manevrarea s< fie simpl<, precis< şi comod<; - s< prezinte o gam< larg< de utilizare.

Dup< modul de modificare a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi cu variaYia în trepte, cu variaYia continu< (progresiv<), sau combinate. Dup< principiul de funcYionare, cutiile de viteze pot fi mecanice, hidraulice sau electrice.

Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai r<spândite la construcYiile actuale de automobile. Modificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roYi dinYate (cutii de viteze în trepte), sau prin intermediul unor elemente de fricYiune (cutii de viteze continue).

Dup< modul de acYionare deosebim cutii de viteze cu acYionare manual< (neautomate), cutii de viteze semiautomate şi cutii de viteze automate.

4.2. Cutii de viteze mecanice în trepte Structural, cutiile de vitez< în trepte sunt formate din lanYuri cinematice

paralele (utilizând şi elemente comune), egale ca num<r cu treptele de vitez< şi constituite din reductoare cu roYi dinYate şi axe fixe sau mobile (planetare). Aceste reductoare formeaz< mecanismul reductor al cutiilor de viteză.

FuncYionarea independent< a lanYurilor cinematice se asigur< prin montarea în fiecare lanY cinematic a roYii cu cea mai mic< turaYie independent< de rotaYia arborelui de susYinere (liber<). FuncYionarea cutiei de viteze într-o anumit< treapt< se obYine prin solidarizarea la rotaYie a roYii libere cu arborele de susYinere. Pentru solidarizare se utilizeaz< mecanisme de cuplare a treptelor.

Comanda cupl<rii, selectarea treptei şi menYinerea treptei cuplate se face prin mecanismul de acĠionare. 4.2.1. Organizarea mecanismului reductor al cutiilor de viteze

Organizarea mecanismului reductor al cutiei de viteze este realizat< în

concordanY< cu: -soluYia de organizare a echipamentului de tracYiune (clasic<, totul faY<, totul spate, sau integral<); -poziYia motorului în raport cu axa longitudinal< a automobilului (transversal sau longitudinal); -dispunerea cutiei de viteze faY< de motor (în prelungire, sau la partea inferioar< a acestuia);

Cutii de viteze

91

-m<rimea fluxului de putere transferat şi cu num<rul necesar de trepte de vitez<.

La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte, raportul de transmitere (fig.4.1), se poate realiza prin participarea: -unui singur angrenaj de roYi dinYate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi arbori (fig.4.1,a); -a dou< angrenaje de roYi dinYate cu axe fixe, ca în cazul cutiilor de vitez< cu trei arbori (fig.4.1,b); -a trei angrenaje de roYi dinYate, dintre care dou< cu axe fixe (organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori) şi unul cu axe mobile (reductor planetar) ca în situaYia cutiilor de viteze cu multiplicator planetar (fig.4.1,c).

a) b) c)

Fig.4.1. Realizarea rapoartelor de transmitere prin angrenaje de roĠi dinĠate

a- printr-un angrenaj; b-prin dou< angrenaje înseriate; c-prin mai multe angrenaje

Pentru realizarea treptei de mers înapoi (fig.4.2), faY< de treapta de mers înainte, unul din lanYurile cinematice ale mecanismului reductor se realizeaz< cu trei roYi dinYate. Roata intermediar< zi, montat< pe un ax suplimentar ce angreneaz< simultan cu roata condus< z’1 şi cea conduc<toare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotaYie.

Treapt< de mers inainte: Treapt< de mers inapoi:

2

1

zzi −=

1

2

1

2

i

i

`z

`z

`z

`z

`z

z+=

−⋅

−=i

Fig. 4.2. Realizarea treptelor de viteză

Luând ca elemente de baz< arborii faY< de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluYii de organizare cinematic<, funcYie de num<rul acestora, sunt:


92

-mecanismul reductor cu doi arbori: primar şi secundar (ex: DACIA); -mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar şi secundar (ex: ARO). Necesitatea îmbun<t<Yirii performanYelor dinamice, economice şi de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile s< optimizeze acordarea caracteristicii motorului la cerinYele tracYiunii. Una din c<ile prin care este posibil acest fapt este suplimentarea num<rului de trepte de vitez<. Realiz<rile practice aplicate în producYia de serie pornind de la soluYiile clasice enumerate mai sus au sporit complexitatea ansamblului dar au p<strat ín mare compactitatea impus< de cerinYele construcYiei de autoturisme. Cele mai reprezentative soluYii de acest gen sunt: -mecanismul reductor cu trei arbori, dispus transversal: arbore primar şi doi arbori secundari (ex: VOLVO M56); -mecanismul reductor cu arbori multipli ce însumeaz< pe lâng<: arborele primar, intermediar şi secundar (organizaYi similar cu CV longitudinale cu trei arbori) şi arborii multiplicatorului de viteze.

a. Organizarea generală a cutiei de viteze cu doi arbori Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele şi

autoutilitarele uşoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de vitez<. Într-o astfel de organizare cutia de viteze cuprinde: -arborele primar sau arborele de intrare ce primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului şi include sau susYine pinioanele conduc<toare ale angrenajelor; -arborele secundar sau arborele de ieşire ce susYine sau include roYile conduse ale angrenajelor şi trasmite mişcarea direct sau indirect c<tre puntea motoare. Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt: • intrarea şi ieşirea se face la o anumit< distanY< (distanYa între axele angrenajelor) de aceeaşi parte, în cazul soluYiilor de organizare a transmisiei de tip totul faY< (totul spate), când în acelaşi carter cu cutia de viteze se g<sesc înglobate transmisia principal< şi diferenYialul, sau în p<rYi opuse în cazul soluYiei clasice-motor faY<, punte motoare spate -soluYie specific< autoutilitarelor uşoare, derivate din autoturisme; • la transferul fluxului de putere particip< un singur angrenaj de roYi dinYate, ceea ce determin< faY< de cutia de viteze cu trei arbori: -un randament superior în toate treptele, exceptând priza direct<; -o gam< de rapoarte mai restrâns< pentru o aceeaşi distanY< între axe; extinderea gamei este posibil< prin adaptarea unui raport subunitar pentru treptele 5 sau 6 cu valori de 0,7....0,85; • în majoritatea cazurilor treapta de mers înapoi este nesincronizat<.

Cutii de viteze

93

Schema cinematic< şi de funcYionare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de vitez< pentru mersul înainte şi cu una pentru mers înapoi este prezentat< în figura 4.3. In reprezentarea cinematic< s-au utilizat simbolurile din tabelul 4.1. Pe arborele primar aP se g<sesc între lag<re roYile fixe 1, 2, 3, 4 şi în consol< roata liber< 5; roYile 1, 2, 3, 4 şi 5 se afl< permanent în angrenare cu roYile 1', 2', 3', 4', montate libere şi 5' montat< fix pe arborele secundar as.

În vecin<tatea roYilor libere se g<sesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s

1,, s2, şi s

3, ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru

obYinerea treptelor de mers înainte. FuncYionarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treapt< oarecare are loc astfel: de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roYii dinYate conduc<toare r, roYii dinYate conduse r' şi arborelui secundar as. Leg<tura între roata liber< şi arborele pe care acesta se sprijin< se face prin dantura de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manşonului acestuia din poziYia neutr<. RoYile dinYate 6, fix< pe arbore primar, şi 6', solidar< cu manşonul de cuplare al sincronizatorului s

2 servesc la obYinerea treptei de mers înapoi. Cuplarea

treptei de mers înapoi, posibil< numai în poziYia neutr< a sincronizatoarelor s1, s

2, şi

s3 se face prin deplasarea roYii baladoare intermediare rb, în poziYia în care

angreneaz< simultan cu celelalte roYi dinYate 6 şi 6'. Aflarea în angrenare a celor trei roYi determin< inversarea sensului de mişcare la arborele secundar faY< de cazul cupl<rii treptelor de mers înainte.

b. Organizarea generală a cutiei de viteze longitudinale cu trei arbori Cutiile de viteze clasice cu trei arbori se utilizeaz< la automobilele organizate dup< soluYia “clasic<” sau cele cu tracYiune integral< cu motorul dispus longitudinal. Arborii cutiei de viteze sunt: - arborele primar sau arborele de intrare primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului; arborele primar poart< pinionul angrenajului permanent; - arborele intermediar conYine urm<toarele roYi fixe:

-roata condus< a angrenajului permanent, ce primeşte mişcarea de la arborele primar;

-roYile conduc<toare ale angrenajelor treptelor, cu excepYia treptei de priz< direct<; -arborele secundar sau arborele de ieşire, care susYine roYile conduse ale angrenajelor treptelor şi transmite mişcarea c<tre puntea motoare. Caracteristicile unei astfel de cutii de viteze sunt: • intrarea şi ieşirea sunt coaxiale şi pot fi: -de aceaşi parte, în cazul soluYiei de organizare a transmisiei de tip totul faY<, când în acelaşi carter se g<sesc înglobate şi transmisia principal< şi diferenYialul (soluYe utilizat< pân< în anii 80 pe autoutilitarele Renault Estafette); -opuse.


94

F

ig.4

.3. O

rgan

izar

ea c

inem

atică

si s

chem

a de

func

tion

are

pent

ru c

utia

de

vite

ze c

u do

i arb

ori:

a-

orga

niza

rea

cine

mat

ică;

b-l

anĠu

rile

cin

emat

ice

de f

uncĠ

iona

re în

trep

tele

1…

4;

c- la

ntul

cin

emat

ic d

e fu

ncĠio

nare

în tr

eapt

a de

mer

s in

apoi

; d-l

antu

l cin

emat

ic a

l tre

ptei

a 5

-a.

Cutii de viteze

95

Tabelul 4.1 Simboluri utilizate în schemele cinematice ale cutiilor de viteze

Elementul cutiei de viteze

Simbolul ObservaYii

Roat< dinYat< fix<

Roata dinYat< 1 nu are nici o mobilitate faY< de arborele 2

Roat< dinYat< liber<

Roata dinYat< 1 are o mobilitate (de rotaYie) faY< de arborele 2. Cuplarea roYii cu arborele se face prin elementele de cuplare. Se utilizeaz< în cazul roYilor permanent angrenate cu roata cojugat< 3.

Roat< dinYat< baladoare

Roata dinYat< 1 are o mobilitate (de translaYie în sensul s<geYii) faY< de arborele 2.Cuplarea ei cu roata conjugat< 3 se face prin deplasare axial<.

într-un sens

Elementul de cuplare 3 balador pe arborele 2, prin deplasare axial< în sensul s<geYii pe arborele 2 pân< când dantura sa exterioar< angreneaz< cu dantura interioar< de cuplare a roYii libere 1, anuleaz< mobilitatea roYii libere 1 faY< de arborele 2.

Element de cuplare

în ambele sensuri

Similar cazului anterior, cu deosebirea c< prin deplasarea spre stânga sau spre dreapta elementul de cuplare 3 poate fixa roYile 1 sau 1’ pe arborele 2

de rostogolire

- Lag<r

de alunecare

-

Indic< intrarea fluxului de putere

CirculaYia fluxului de putere în cutia de viteze

Indic< ieşirea fluxului de putere


96

• exist< posibilitatea cupl<rii directe a arborelui primar cu arborele secundar realizând astfel priza direct<, situaYie în care: -randamentul mecanic este maxim, deoarece fluxul de putere se transmite direct, f<r< intervenYia angrenajelor; -zgomotul ansamblului este minim; • rapoartele de transmitere ale tuturor treptelor, cu excepYia treptei de priz< direct< se obYin prin intermediul a dou< angrenaje: angrenajul permanent şi angrenajul treptei respective; aceasta determin< l<rgirea gamei de valori pentru rapoartele de transmitere, în schimb se produce diminuarea randamentului mecanic; • în cazul în care cutia de viteze este fixat< direct pe carterul ambreiajului, arborele primar al cutiei de viteze coincide cu arborele ambreiajului. Schema cinematic< şi de funcYionare a unei cutii de viteze cu trei arbori cu cinci trepte de vitez< sincronizate pentru mers înainte şi una pentru mers înapoi este prezentat< în figura 4.4. Arborele primar a

p (ce constituie şi arborele ambreiajului fig.4.4,a)

antreneaz< permanent arborele intermediar ai prin perechea de roYi dinYate p-p'. Pe

arborele intermediar, solidare la rotaYie cu el, se afl< roYile dinYate 1, 2, 3 şi 5, ce angreneaz< permanent cu roYile 1', 2', 3' şi 5' de pe arborele secundar a

s, formând

astfel perechi de roYi dinYate corespunz<toare treptelor de vitez<: I-a, a II -a, a III -a şi a V -a. Angrenajul p-p', comun în toate lanYurile cinematice de realizare a treptelor enumerate mai sus se numeşte angrenaj permanent. Cuplarea uneia dintre treptele de mers înainte se face prin intermediul mecanismelor de cuplare cu sincronizare s

1, s

2, sau s

3 (fig 4.4, b). Raportul de

transmitere se obYine astfel prin dou< angrenaje: angrenajul permanent şi angrenajul treptelor I, II, III sau V. Datorit< coaxialit<Yii între arborele primar a

p şi cel secundar a

s, prin

deplasarea axial< c<tre stânga a manşonului de cuplare al sincronizatorului s2 se

obYine o leg<tur< direct< între cei doi arbori numit< priz< direct< (cu raport de transmitere unitar şi f<r< participarea angrenajelor de roYi dinYate). Aceast< situaYie corespunde treptei a IV-a (fig. 4.4,c). Cuplarea treptei de mers înapoi se face similar construcYiei cu doi arbori prin deplasarea axial< a roYii baladoare intermediare rb, din poziYia neutr< în poziYia în care angreneaz< simultan cu celelalte dou< roYi 4 şi 4'.

c. Organizarea generală a cutiei de viteze transversale cu trei arbori Gama cutiilor de viteze destinate echip<rii autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare cu motoare transversale s-a îmbog<Yit în ultimii ani cu o nou< variant<: cutia de viteze cu trei arbori. Obiectivele principale ale apariYiei acestei noi generaYii de cutii de viteze au fost: sporirea momentului capabil de transmis, sincronizarea treptei de mers înapoi, creşterea num<rului de trepte în condiYiile unei construcYii foarte compacte, similar< cutiilor de viteze cu doi arbori ce dispun de patru trepte de vitez<.

Cutii de viteze

97

F

ig.4

.4. O

rgan

izar

ea c

inem

atică

si s

chem

a de

funcĠio

nare

pen

tru

cuti

a de

vit

eze

cu tr

ei a

rbor

i:

a-or

gani

zare

a ci

nem

atică;

b-l

anĠu

rile

cin

emat

ice

de f

uncĠ

iona

re în

trep

tele

de

mer

s în

aint

e;

c-la

n Ġul

cin

emat

ic d

e fu

ncĠio

nare

în tr

eapt

a de

mer

s in

apoi

; d-l

anĠu

l cin

emat

ic a

l pri

zei d

irec

te


98

Pentru satisfacerea acestor obiective, firmele RENAULT şi VOLVO au apelat la o nou< soluYie de organizare: construcYia cu trei arbori - un arbore primar şi doi arbori secundari paraleli, situaYi de o parte şi de alta a acestuia. Arborele primar, sau arborele de intrare, primeşte fluxul de putere al motorului prin intermediul ambreiajului. El include sau susYine roYile conduc<toare ale angrenajelor. Arborii secundari, sau arborii conduşi, numiYi dup< poziYia pe care o au faY< de primar - secundar inferior şi secundar superior, susYin sau includ roYile conduse aflate permanent în angrenare şi transmit direct sau indirect mişcarea c<tre coroana transmisiei principale a punYii motoare. Caracteristicile unor astfel de cutii de viteze sunt: - la transferul fluxului de putere particip< un singur angrenaj de roYi dinaYate; - schimbarea tuturor treptelor se face cu sincronizare; - lungimea ansamblului este redus< chiar în situaYia existenYei celei de-a şasea trepte. Schema cinematic< şi de funcYionare a unei cutii de viteze (VOLVO M56) cu trei arbori şi 5+1 trepte sincronizate este prezentat< în figura 4.5. Pe arborele primar a

p se g<sesc roYile fixe 1, 2, 5 şi roYile libere 3 şi 4 aflate

permanent în angrenare cu roYile 1', 2' (libere) şi 3', 4' (fixe) ale arborelui secundar inferior respectiv 5' situat< pe arborele secundar superior. Între roYile libere 1' şi 2' şi 3 şi 4 se afl< sincronizatoarele s

1 şi s2 care servesc la solidarizarea acestora cu

arborii pentru obYinerea treptelor de mers înainte I, II, III, şi IV. Treapta a V-a (de suprapriz<) este realizat< prin angrenajul 5-5', format din roata dinYat< 5, fixat< pe arborele primar şi roata liber< 5', când aceasta este solidarizat< cu arborele secundar superior de sincronizatorul s3. Treapta de mers înapoi se obYine prin angrenarea simultan< a roYii intermediare duble 1'-6 cu pinionul conduc<tor 1 fix pe arborele primar şi roata liber< 6' solidarizat< cu arborele secundar prin deplasarea manşonului balador al sincronizatorului s

3 c<tre dreapta.

Pentru transmiterea fluxului de putere c<tre mecanismele punYii cei doi arbori secundari sunt solidarizaYi cu dou< pinioane cilindrice cu dinYi înclinaYi, ce angreneaz< simultan cu coroana transmisiei principale.

d. Organizarea generală a cutiei de viteze longitudinale cu arbori

multipli

O asemenea cutie de viteze este dezvoltat< dintr-o cutie de viteze longitudinal< cu trei arbori, completat< cu un multiplicator de viteze.

Obiectivul principal ale apariYiei acestei noi generaYii de cutii de viteze a fost creşterea num<rului de trepte în condiYiile unei construcYii foarte compacte, similar< cutiilor de viteze longitudinale cu trei arbori. Schema cinematic< şi de funcYionare a unei cutii de viteze (TOYOTA) cu trei arbori şi 5x2 trepte sincronizate de mers înainte şi 1x2 trepte de mers înapoi este prezentat< în figura 4.6.

Cutii de viteze

99

Fig.4.5. Organizarea cinematic< şi schema de funcYionare pentru

cutia de viteze transversal< cu trei arbori: a-organizarea cinematică; b-lanĠurile cinematice de funcĠionare în trepta a V-a;

c-lanĠul cinematic de funcĠionare în treapta de mers înapoi; d- lanĠul cinematic de funcĠionare în prima treaptă de viteză


100

Fig.4.6. Organizarea cinematic< şi schema de funcYionare pentru cutia de viteze longitudinal< cu arbori multipli

a-organizarea cinematic<; b-lanYurile cinematice de funcYionare în treptele reduse (R); c-lanYul cinematic de funcYionare în treaptele normale (N)

4.2.2. Elemente constructive ale mecanismului reductor

a. Arborii cutiilor de viteze. Arborii cutiilor de viteze se monteaz< pe carter Yinând seama de organizarea ansamblului şi de particularit<Yile de funcYionare ale fiec<ruia dintre arbori. Ei sunt consideraYi arbori lungi. Lungimea lor este determinat< de soluYia constructiv< aleas<, de num<rul de trepte de vitez<, de dimensiunile elementelor de cuplare şi de felul etanş<rilor. De aceea, la proiectare trebuie realizat< compensarea dilat<rilor termice, pentru a nu influenYa m<rimea jocurilor din lag<re.

Cutii de viteze

101

Luând în considerare deformaYiile termice precum şi necesitatea prel<rii eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roYi dinYate cu dantur< înclinat< şi din mecanismele de cuplare, rezult< ca regul< general< faptul c< lag<rele pe care se sprijin< arborii se monteaz< unul fix în direcYie axial<, pentru preluarea forYelor axiale, iar cel<lalt liber în direcYie axial<, pentru preluarea deformaYiilor termice. Asamblarea componentelor ce urmenz< a fi solidarizate cu arborii (roYi dinYate, butuci ai sincronizatoarelor etc.) se realizeaz< prin caneluri. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe flancurile canelurilor sau pe diametrul exterior. Centrarea pe flancuri este utilizat< pentru componentele f<r< mişcare relativ< faY< de arbore (roYi fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizeaz< în cazul roYilor montate liber. Arborele primar al cutiilor de viteze cu trei arbori este şi arborele condus al ambreiajului, asigurând leg<tura cinematic< între arborele cotit al motorului şi cutia de viteze. El face corp comun cu pinionul angrenajului permanent şi serveşte drept reazem arborelui secundar. Se sprijin< pe dou< lag<re: unul anterior, fixat pe fusul din vecin<tatea motorului, şi unul posterior, situat în carterul cutiei de viteze. Lag<rul anterior al arborelui primar este în aşa fel ales, încât permite acestuia deplasarea axial< în vederea compens<rii deformaYiilor termice; el nu preia forYe axiale. Este dispus în volantul motorului când, este realizat cu rulment radial cu bile, sau în arborele cotit, când este realizat cu rulment cu ace sau role f<r< inel interior, sau cu bucş< antifricYiune. Ungerea este asigurat< cu unsoare consistent<, în cazul lag<relor cu rostogolire, respectiv de grafit înglobat prin sinterizare în bucşa antifricYiune în cazul lag<relor de alunecare. Lag<rul posterior, din carterul cutiei de viteze, preia forYele axiale în ambele sensuri şi este prev<zut cu soluYii de etanşare contra migr<rii uleiului din carterul cutiei de viteze în carterul ambreiajului. De cele mai multe ori, acest lag<r este realizat cu rulmenYi radiali cu bile. Inelul interior al rulmentului se fixeaz< pe arborele primar, sprijinându-se într-o parte pe un um<r al arborelui, iar în cealalt< este fie strâns cu ajutorul unei piuliYe crenelate asigurate cu o siguranY<, fie rezemat pe un inel de siguranY< montat< într-un canal. Inelul exterior este fixat axial între carterul cutiei şi capacul de închidere al lag<rului prin blocarea direct< între capac şi un inel de sprijin interior. Dimensiunile lag<rului posterior al arborelui primar se adopt< de cele mai multe ori din considerente constructive, astfel încât arborele primar împreun< cu pinionul s< poat< fi introdus prin alezajul din carter. În imediata vecin<tate a fusului lag<rului din dreapta, în exteriorul cutiei de viteze, în capacul lag<rului se monteaz< elementul de etanşare. SuprafaYa de contact a arborelui cu manşeta de etanşare este caracterizat< de o rugozitate mic< şi o duritate sporit<.

Arborele intermediar al cutiei de viteze cu trei arbori, realizat cu roYile dinYate fixate (sau fac corp comun) cu arborele, este montat pe carter în partea inferioar< prin intermediul rulmenYilor.


102

În general roYile dinYate ale treptelor inferioare (cu diametre reduse) fac corp comun cu arborele, iar roYile dinYate ale treptelor superioare sunt executate separat şi solidarizate la rotaYie de acestea cu ajutorul unor asambl<ri demontabile (caneluri) sau nedemontabile (sudur< prin fricYiune, fretare). Fixarea în direcYie axial< a roYilor care nu fac corp comun cu arborele se face prin intermediul inelelor interioare ale rulmenYilor. Acestea, la rândul lor, pot fi fixate cu ajutorul a dou< piuliYe, sau combinat piuliY< şi inel de siguranY< montate la capete, în cazul rulmenYilor radiali, sau prin ajustare cu strângere, în cazul rulmenYilor radiali axiali cu role conice. Cea mai utilizat< soluYie de lag<re pentru arborele intermediar o constituie rulmenYii radiali-axiali cu role conice montaYi în ''X ''. Reglarea jocului în rulmenYii conici se poate face fie cu ajutorul unor cale de reglaj montate între capac şi inelul exterior corespondent al unuia din lag<re, fie cu ajutorul unei piuliYe ce acYioneaz< asupra unui inel exterior. Arborele secundar al cutiilor de viteze cu trei arbori se sprijin< cu partea anterioar< pe arborele primar, iar cu partea posterioar< în carterul cutiei de viteze. El poart< roYile libere ale angrenajelor şi butucii mecanismelor de cuplare (sincronizatoarelor). Lag<rul anterior al arborelui secundar, liber axial, este un lag<r cu rulmenYi cu role sau cu ace, în general, f<r< inel interior şi exterior, sau având o bucş< antifricYiune. Lag<rul posterior al arborelui secundar se asigur< întotdeauna complet, în aşa fel ca el s< preia forYele axiale provenite din utilizarea angrenajelor cu dantur< înclinat<. Dac< prin acest lag<r se realizeaz< ieşirea arborelui secundar în exterior, lag<rul este prev<zut cu soluYie complet< de etanşare. Arborele primar al cutiei de viteze cu doi arbori primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului, în cazul cutiilor de viteze transversale, sau prin intermediul ambreiajului şi arborelui ambreiaj în cazul cutiilor de viteze longitudinale. De cele mai multe ori acest arbore primar are o construcYie similar< arborelui intermediar al cutiilor de vitez< cu trei arbori. În cazul cutilor de viteze pentru autoturisme de talie mic< şi medie, roYile dinYate sunt fixate pe arbore. Dac< diametrele roYilor şi arborelui sunt compatibile cu tehnologia de forjare, ele fac corp comun; dac< diametrele sunt foarte diferite, roYile dinYate sunt fixate prin fretare sau prin sudur< prin fricYiune. În cazul cutiilor de viteze înc<rcate de momente de torsiune mari numai roYile treptelor inferioare (I, II) şi mers înapoi - caracterizate de diametre mici - fac corp comun cu arborele celelalte fiind montate liber. Arborele primar se sprijin< pe dou< lag<re situate în carterul cutiei de viteze. De regul< lag<rul anterior preia numai sarcinile radiale, iar lag<rul posterior şi sarcinile axiale. În funcYie de m<rimea sarcinii axiale, lag<rul posterior poate fi realizat cu rulmentul radial-axial cu bile (cazul cutiilor de viteze transversale), sau cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile în ambele sensuri.

Cutii de viteze

103

În partea din faY< antrenarea arborelui primar de c<tre discul de ambreiaj sau de c<tre arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice. Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate dup< soluYia totul faY< transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic al angrenajului transmisiei principale. Pe arborele secundar sunt montate liber roYile dinYate conduse ale angrenajelor şi fix radial şi axial elementele imobile ale sincronizatoarelor. Arborele secundar se sprijin< pe carter pe dou< lag<re, al c<ror tip constructiv depinde de tipul angrenajului transmisiei principale (cilindric, conic) şi de momentul de înc<rcare. Lag<rul anterior, situat în imediata vecin<tate a pinionului transmisiei principale, este un lag<r radial cu bile sau cu role şi preia de regul< numai înc<rc<ri radiale. Lag<rul posterior este un lag<r ce poate prelua în ambele sensuri şi sarcinile axiale dezvoltate în angrenajele treptelor şi angrenajul transmisiei principale. b. Lagărele cutiei de viteze sunt componente prin intermediul c<rora arborii mecanismului reductor se sprijin< pe carter pentru a le permite: fixarea şi ghidarea, rotaYia şi preluarea eforturilor în timpul funcYion<rii. Principalele cerinYe funcYionale sunt: funcYionare silenYioas<, capacitate portant< mare la un gabarit minim, durabilitate, reglaje minime în exploatare şi s< permit< variaYiile de lungime ale arborilor. În construcYia cutiilor de viteze sunt utilizate lag<re cu alunecare (lag<re fluide) şi lag<re cu rostogolire (rulmenYi). Alegerea tipului de lag<r se face în funcYie de: -organizarea transmisiei - carter comun al cutiei de viteze şi al punYii motoare;

-poziYia motorului (transversal sau longitudinal), ce implic< utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principal<; -poziYia cutiei de viteze - în prelungirea motorului sau în partea inferioar< a acestiua; -tipul şi m<rimea înc<rc<rilor - radiale, radial-axiale; Lagărle cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt puYin utilizate în construcYia cutiilor de vitez<, deoarece necesit< o ungere din abundenY< (sub presiune), realizabil<, obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei. Avantajele acestui tip de lag<r sunt: suport< sarcini radiale foarte mari la un gabarit minim iar coeficientul de frecare este minim (0,001 faY< de 0,0015 în cazul rulmenYilor cu bile, sau 0,003....0,005 pentru rulmenYi cu role). Utilizate cu preponderenY< ca lag<re la arborele cotit al motorului au fost adoptate şi în construcYia cutiilor de viteze amplasate transversal, în partea inferioar< ale acestora. Ungerea comun< a motorului şi cutiei de viteze se realiza de c<tre pompa de ulei. SoluYia a fost adoptat< în cazul unei prime generaYii de cutii de viteze transversale ce au echipat autoturisme PEUGEOT (104, 204, 205),


104

CITROEN Bx sau RENAULT R14. Sunt frecvent întâlnite în cazul roYilor dinYate montate liber pe arbori. Lagăre cu rostogolire ( rulmenYi) sunt cele mai r<spândite în construcYia cutiilor de viteze, deoarece se adapteaz< perfect ungerii prin barbotare. Clasificarea rulmenYilor cutiilor de viteze şi caracteristicile lor generale sunt cuprinse în tabelul 4.2.

Tabelul 4.2 Tipuri de rulmenĠi utilizaĠi în cutiile de viteză

Capacitatea de a prelua forYe Tipul rulmentului axiale radiale

RulmenYi radiali cu bile pe un rând cu calea de

rulare adânc<

Depinde de adâncimea canalelor din c<ile de

rulare

Medie

RulmenYi radial-axiali cu

bile cu simplu efect

Medii, într-un singur

sens

Medie

RulmenYi radial-axiali cu role conice pe un singur

rând

Mari, intr-un singur

sens

Mari

Rulmenti radiali cu

role cilindrice pe un singur rând

Nule

Foarte mari

RulmenYi simpli

Rulmenti radiali cu ace

Nule

Mari

RulmenYi radial-axiali cu

bile cu dublu efect

Medii, în ambele

sensuri

Mari

RulmenYi compuşi

Rulmenti radiali cu

role cilindrice pe dou< rânduri

Foarte mari, în ambele

sensuri

Mari

Cutii de viteze

105

In corelaYie cu prezent<rile de mai înainte şi cu recomand<rile din tabelul 4.2, în figura 4.7 se prezint< o sintez< a lag<relor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.

Fig. 4.7. Lagăre cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze

RulmenYii au în componenY< elemente de rostogolire - bile, role, ace- montate între inelul interior şi inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lag<rului. În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inelele rulmenYilor cu role cilindrice sau cu ace poate s< lipseasc<, astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact direct cu un element exterior (ex. roat< liber<), sau interior (ex: arbore secundar). În acest caz, aceste c<i de rulare neconvenYionale îndeplinesc cerinYele severe de calitate şi duritate necesare bunei funcYion<ri. Montarea rulmenYilor este dependent< de tipul lor. La rulmenYii cu bile sau cu role cilindrice nu se monteaz< niciodat< cu strângere ambele inele, deoarece exist< riscul deterior<rii lag<rului prin diminuarea jocului de funcYionare. Pentru arbore (cazul general al rulmenYilor cutiei de viteze) inelul interior se monteaz< cu "strâgere", iar inelul exterior cu "alunecare".

RulmenYii cu role conice, în general, se monteaz< pe arbore în pereche şi în opoziYie, în "X". ForYele axiale pot fi preluate şi printr-un rulment compus - rulmentul biconic. ConcepYia acestui tip de rulment simplific< construcYia ansamblului. Jocul de funcYionare, determinat constructiv, este marcat pe rulment, f<r< a se putea interveni asupra m<rimii lui.

c. RoĠile dinĠate utilizate la cutiile de viteze au dantur< înclinat<, cu profil în evolvent<. RoYile dintate cu dinYi drepYi sunt simple şi ieftine dar funcYioneaz< zgomotos şi se uzeaz< rapid. Utilizarea lor este limitat< la realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc angrenaje decuplabile cu roYi baladoare.


106

Dantura înclinat< se foloseşte întotdeauna când roYile dinYate sunt în angrenare permanent<. FaY< de cele cu dinYi drepYi sunt mai rezistente, permit micşorarea distanYei între axe, funcYioneaz< uniform şi cu zgomot redus. Ca dezavantaje, utilizarea danturii înclinate determin< apariYia forYelor axiale cu necesitatea prelu<rii lor, iar utilizarea angrenajelor permanente determin< reducerea randamentului, prin frec<rile suplimentare dintre roYi şi dintre roYi şi arbore, şi lungirea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300, cresc<toare de la prima spre ultima treapt< de vitez<.

Pentru roYile arborelui intermediar, prin alegerea corespunz<toare a înclin<rii danturii, înc<rc<rile axiale pot fi anulate sau mult reduse. În figura 4.8 este prezentat lanYul cinematic de transmitere a fluxului de putere într-o treapt< k a unei cutii de viteze cu trei arbori.

Notând cu indicele p elementele roYii conduse a angrenajului permanent şi cu k elementele roYii conduc<toare, pentru realizarea treptei k,

condiYia de anulare a forYelor axiale F a este :

Fig. 4.8. Schema de descărcare a arborelui intermediar de forĠe axiale.

sau Fakap FF = kakptp tgFtg β⋅=β⋅ (4.1)

echivalent< cu: kk

pp

p

ptg

r

iMtg

r

iMβ⋅

⋅=β⋅

⋅ , de unde rezult<:

k

p

k

p

r

r

tg

tg=

β

β, (4.2)

unde βp şi βk sunt unghiurile de înclinare ale roYilor p şi k ; rp şi rk - razele de rostogolire; Ftp şi Ftk- forYele tangenYiale din angrenajul permanent, respectiv angrenajul treptei k ;M- momentul de intrare în cutia de viteze.

Profilul utilizat pentru dantur< este profilul în evolvent<, deoarece asigur< sporirea capacit<Yii portante a danturii, permite corectarea danturii şi realizeaz< funcYionare f<r< zgomot. Toate angrenajele cutiilor de viteze sunt corectate pe în<lYime prin deplasarea profilului sculei în raport cu cercul de divizare al roYii. In acest caz, în<lYimea total< a dintelui r<mâne neschimbat<, schimbând-se numai raportul între în<lYimea capului şi a piciorului dintelui. In cazul angrenajului, deplasarea pozitiv< a sculei se aplic< roYii dintate de diametru mai mic. In raport cu deplasarea normal<, la care linia median< a în<lYimii profilului sculei este tangent< la cercul de divizare al roYii, la dantura corectat< scula este dep<rtat< cu distanYa mζ de cercul

de divizare, spre exterior. Coeficientul mζ , care exprim< raportul dintre deplasarea

Cutii de viteze

107

radial< a liniei mediane a sculei şi modulul danturii, se numeşte coeficient de deplasare specific<. Prin deplasare specific< pozitiv<, la aceeaşi în<lYime total< a dintelui, ca în cazul danturii normale, creşte in<lYimea capului dintelui; în schimb, în<lYimea piciorului dintelui se reduce. In consecinY<, razele cercurilor interior şi exterior s-au m<rit; dintele este flancat de alte porYiuni de evolvent<, mai dep<rtate de cercul de baz<, cu raze de curbur< mai mari, respectiv cu forma mai plat<. In felul acesta dintele a devenit mai robust la baz< şi mai ingust la periferie, iar grosimea dintelui m<surat< pe cercul de divizare a devenit mai mare decât jum<tatea pasului. Rezult< c< la corijarea prin deplasarea pozitiv< a sculei se obYine un dinte mai rezistent. La roata dinYat< cu diametrul mai mare se aplic< deplasarea negativ< a sculei, la care linia ei median< se apropie de centrul roYii r<mânând distanYat< cu

mζ faYa de cercul de divizare. In acest caz rezult< un dinte mai gros la periferie,

îns< piciorul sl<bit. La roYile dinYate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse şi roYile au dimensiuni apropiate, se foloseşte uneori corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140. Prin reducerea unghiului de angrenare α, gradul de acoperire creşte iar presiunea normal< pe dinte scade.

În construcYia cutiei de viteze, roYile dinYate pot fi montate dependente de rotaYia arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a ar<tat c< roYile dependente pot fi executate împreun< cu arborele, sau se monteaz< pe arbori prin îmbin<ri demontabile sau nedemontabile.

RoYile dinYate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formeaz< diferitele trepte de vitez<, se monteaz< fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin pe lag<re de alunecare, sau lag<re de rostogolire (fig. 4.9). In figura 4.9, a se prezint< soluYia de montare a roYii libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frec<rilor, zona de rezemare a roYii pe arbore este uns< forYat de uleiul centrifugat din canalele din arbore la rotirea arborelul. La soluYia din figura 4.9,b, roata liber< se monteaz< pe arborele intermediar prin lag<r de alunecare. Între roata dinYat< şi arbore se introduce o bucş< de bronz, care înl<tur< frecarea dintre piesele de oYel. În figura 4.9, c roata liber< se monteaz< pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace într-o soluYie constructiv< asem<n<toare cazului precedent. Ungerea

a) b) c)

Fig. 4.9. SoluĠii de montare a roĠilor libere:

a-pe canelurile arborelui; b-pe lag<r de alunecare; c-pe lag<r de rostogolire


108

lag<rului este f<cut< printr-un sistem de canale practicat în roYi. Deoarece roYile libere particip< le realizarea treptelor de vitez< prin

solidarizarea lor cu arborele de susYinere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roYile libere sunt prev<zute cu danturi de cuplare. In vederea unei cupl<ri uşoare, danturile de cuplare se execut< cu module mici, astfel ca la diametre de divizare reduse s< se dispun< de un num<r cât mai mare de dinYi.

Pentru satisfacerea în condiYii cât mai bune a cerinYelor constructive şi funcYionale ale cutiilor de viteze, la alegerea soluYiilor constructive trebuie avute în vedere şi urm<toarele:

- l<rgirea degaj<rii S (fig. 4.10, a, b, c) dintre roata dinYat< prelucrat< şi flanşa sau roata învecinat< trebuie s< permit< ieşirea sculei t<ietoare; pentru roYile frezate, m<rimea degaj<rii poate fi verificat< grafic (fig. 4.10,c), unde Df este diametrul exterior al frezei;

Fig. 4.10. Solutii constructive aplicate dinYilor şi roYilor dinYate.

- pentru a evita concentrarea efortului pe un punct sau pe o suprafaY< mic<,

fenomen ce duce la reducerea duratei de funcYionare a angrenajului, se procedeaz< la realizarea unei danturi convexe pe una dintre roYile dinYate (fig. 4.10,d); convexitatea se realizeaz< prin şeveruirea danturii şi se execut<, de obicei la roYile dinYate de pe arborele intermediar;

-pentru evitarea concentr<rilor de eforturi ce apar la colYurile ascuYite ale dinYilor înclinaYi se aplic< una dintre soluYiile din figura 4.10, e, f; deplasarea axial< a uneia din roYi cu m<rimea ∆=2msinβ (fig. 4.10,e) se aplic< angrenajelor nereversibile; la angrenajele reversibile se utilizeaz< t<ierea unui şanfren pe ambele feYe ale roYilor dinYate (fig. 4.10, f);

- pentru evitatea lovirii capetelor dinYilor şi pentru îmbun<t<Yirea condiYiilor de ungere prin p<strarea peliculei de ulei între suprafeYe în contact se aplic< flancarea dinYilor (fig. 4.10,g). Valoarea în<iYimii hc pe care se face flancarea este aproximativ hc=0,45m, unde m este modulul danturii. Aceast< operaYie se recomand< numai la angrenaje cu viteze periferice mari (peste 6 m/s, pentru angrenaje cu dantur< dreapt<, şi peste 10 m/s, la angrenajele cu dantur< înclinat<).

Cutii de viteze

109

La angrenajele la care gradul de acoperire se afl< spre limitele inferioare, aceast< operaYie nu este permis<.

RoYile dinYate din cutiile de viteze se execut< din oYel aliat, respectiv oYel aliat superior, la care se aplic< diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie s< fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de şoc, şi suficient de rezistent la încovoiere, iar supafeYele de contact s< fie dure, spre a rezista la uzur<.

4.2.3. Mecanisme de cuplare a treptelor

La angrenajele de roYi dinYate aflate permanent în angrenare, solidarizarea roYii libere pentru realizarea treptei de vitez< se face prin mecanisme de cuplare. Necesitatea mecanismelor de cuplare este impus< de caracteristicile de funcYionare ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de vitez<, când între elementele anterior cuplate şi cele care urmeaz< a se cupla apar viteze unghiulare de rotaYie diferite. In aceste condiYii, pentru evitarea solicit<rilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, prin egalizarea vitezelor unghiulare este psibil< numai prin manevre de conducere efectuate de conduc<tor. Pentru a ilustra aceste manevre, în figura 4.11 este considerat un model simplificat de realizare a dou< trepte succesive, k şi k+1, într-o cutie de viteze cu doi arbori şi este ar<tat< secvenYa corespunz<toare celor dou< trepte în diagrama de etajare a cutiei de viteze. Treapta de vitez< k, cu

raportul de transmitere 1

2

z

zi

s

pcvk =

ω

ω= , se obYine când, prin deplasare spre stânga

a mufei ,5 roata libera 2 se solidarizeaza cu arborele secundar as. Treapta de vitez<

k+1, cu raportul de transmitere 3

41 z

z

s

pcvk =

ω

ω=+i , se obYine când, prin deplasare

spre stânga a mufei 5, roata libera 4 se solidarizeaz< cu arborele secundar as.

Fig. 4.11. Shimbărea succesivă a două trepte învecinate de viteză

La trecerea de la treapta inferioar< k la treapta superioar< k+1, schimbarea cresc<toare se produce când vkmax=vk+1min, respectiv când turaYia arborelui primar


110

ωap=ωmax. Roata 2 solidar< cu arborele secundar as, prin mufa de cuplare 5, se va roti cu o vitez< unghiular<:

kcv

a is

max52

ω=ω=ω=ω , (4.3)

iar rota 4, liber< pe arborelc secundar, cu o vitez< unghiular<:

5max

1

max4 ω>⋅

ω=

ω=ω

+

qii kcvkcv

(4.4)

unde q este raYia treptelor cutiei de viteze. Deci viteza unghiular< a roYii 4 este mai mare decât a mufei de cuplare 5.

Frânarea roYii 4, pentru egalizarea vitezelor unghiulare, se obYine prin cuplarea ambreiajului, motorul fiind neaccelerat, cu mufa 5 în poziYie neutr<.

În acest fel viteza unghiular< a roYii 4, corespunz<toare vitezei unghinlare ωmin a arborelui primar devine:

1

min4

+

ω=ϖ

cvki (4.5)

Dar qmax

min

ω=ω şi

q

ii cvkcvk =+1 (4.6)

Înlocuind relaYiiile (4.6) în (4.5) şi comparând cu relaYia (4.3) se obYine:

sa

cvkiω=

ω=ϖ max

4 (4.7)

Practic, operaYia de egalizare a vitezelor unghiulare presupune urm<toarele faze :

- accelerarea pân< la viteza maxim< în treapta k ; - decuplarea ambreiajului şi aducerea mufei de cuplare în poziYia neutr< ; - cuplarea ambreiajului cu motorul neaccelerat, circa 1/5 s, timp în care

motorul frâneaz< roata 4 prin leg<turile dintre el şi roat< ; - decuplarea ambreiajului şi cuplarea mufei 5 cu roata 4. La trecerea de la treapta superioar< k+1 la cea inferioar< k, pentru frân< de

motor, schimbarea descresc<toare se produce tot când vkmax=vk+1min, dar la turaYia arborelui primar ωap=ωmin. Roata 4 solidar< cu arborele secundar as, prin mufa de cuplare 5, se va roti cu o vitez< unghiular< :

1

min54

+

ω=ω=ω=ω

kcva is

, (4.8)

iar rota 2, liber< pe arborelc secundar, cu o vitez< unghiular< :

51

minmin2 ω<

⋅ω

=ω

=ω+ qii kcvkcv

(4.9)

Deci viteza unghiular< a roYii 2 este mai mic< decât a mufei de cuplare 5. Accelerarea roYii 2, pentru egalizarea vitezelor unghiulare, se obYine prin cuplarea ambreiajului şi accelerarea motorul cu mufa 5 în poziYie neutr<. În acest fel viteza unghiular< a roYii 2 corespunz<toare vitezei unghinlare ωmax a arborelui primar este:

Cutii de viteze

111

101

minmax2 ω=

⋅⋅ω

=ω

=ϖ+ qi

q

i cvkcvk

(4.10)

Egalizarea vitezelor unghiulare, respectiv obYinerea sincronismului, prin aceste manevre reduce siguranYa circulaYiei prin obosirea conduc<torului şi, totodat< m<reşte timpul de cuplare a treptelor. Neajunsurile ar<tate sunt înl<turate prin utilizarea sincronizatoarelor. In funcYie de gradul de perfecYiune, un sincronizator este compus din urm<toarele dispozitive: dispozitivul de cuplare, dispozitivul de fixare, dispozitivul de sincronizare şi dispozitivul de blocare (interzicere a cupl<rii).

Dup< complexitatea construcYiei, sincronizatoarele utilizate în construcYia autoturismelor se clasific< în:

•sincronizatoare f<r< blocare: sincronizatorul simplu (cu presiune constant<) şi sincronizatorul Porsche (cu servoefect);

•sincronizatoare cu blocare: sincronizatorul Borg-Wagner (cu pene sau cu pastile de blocare), sincronizatorul Renault (cu pinteni de blocare), sincronizatorul New Process (cu bolYuri de blocare) şi sincronizatorul ZF.

a. Sincronizatorul cu presiune constantă Borg-Warner este primul sincronizator utilizat la automobile, fiind f<r< intrebuinYare actual<. In figura 4.12 se prezint< construcYia unui sincronizator conic cu presiune constant< şi fazele succesive de cuplare a treptei de vitez< a rotii dinYate 1, liber< pe arborele secundar al cutiei de viteze.

a) b) c)

Fig. 4.12. ConstrucYia şi fazele de functionare ale sincronizatorului cu presiune constant<: a- construcYia sincronizatorului; b- poziYia neutr<; c-poziYia cuplat<

Roata dinYat< 1 (fig.4.12, a) este prev<zut< cu dantura de cuplare 2 şi cu

suprafaYa tronconic< 3. Manşonul 6 al sincronizatorului, canelat interior pentru a culisa pe arborele secundar 7, are pe suprafaYa exterioar< o dantur< identic< danturii de cuplare 2 a roYii dinYate 1. Prin dantura exterioar<, manşonul se afl< permanent în angrenare cu dantura interioar< a mufei baladoare 4. Ansamblul muf<-manşon-dantur< de cuplare constituie dispozitivul de cuplare. Echidistant pe


112

circunferinYa manşonului, sunt practicate orificii radiale, în care sunt introduse fixatoarele elastice cu bil< şi arc 5, care constituie dispozitivul de fixare al sincronizatorului. Pe fiecare dintre p<rYile laterale, manşonul este prev<zut cu o suprafaY< tronconic< conjugat< suprafeYei tronconice 3 a roYii libere. Cele dou< suprafeYe tronconice conjugate formeaz< dispozitivul de sincronizare. PoziYia din figur< 4.10,a corespunde poziYiei neutre a sincronizatorului (punct mort). Pentru cuplarea treptei roYii 1, conduc<torul deplaseaz< cu o forY< F1, dezvoltat< în mecanismul de comand<, mufa 4 axial spre stânga. Datorit< leg<turii elastice prin fixatorul 5, deplasarea axial< a mufei este preluat< şi de manşonul 6, pân< când suprafeYele conice conjugate 3 ale roYii libere şi manşonului vin în contact (fig. 4.12, b). Frecarea dintre cele dou< suprafeYe tinde s< egalizeze vitezele unghiulare de rotaYie ale roYii şi manşonului, ceea ce permite cuplarea f<r< şocuri. Când roata dinYat< şi manşonul se rotesc cu aceeaşi vitez< unghiular< (fig.4.12,c), la majorarea forYei axiale de acYionare (F1< F2), pân< când bila fixatorului elastic 5 învinge forYa arcului şi iese din ş<nYuleYul inelar al coroanei, mufa avanseaz< spre stânga şi intr< în angrenare cu dantura de cuplare 3 a rotii libere 1. Se obYine starea de cuplare a treptei. Pentru ca aceast< ultim< faz< a cupl<rii treptei s< se produc< dup< egalizarea vitezelor unghiulare, cuplarea trebuie f<cut< lin, cu atenYie din partea conduc<torului. b. Sincronizatorul PORSCHE este o soluYie de sincronizator far< blocare, deoarece elasticitatea inelului de sincronizare permite cuplarea treptei chiar dac< sincronizarea nu este realizat<. ConstrucYia şi funcYionarea sincronizatorului sunt prezentate in figura 4.13. Sincronizatorul serveşte la solidarizarea la rotaYie a roYilor libere 3 şi 10 cu arborele 4. RoYile 3 şi 10 montate prin intermediul rulmenYilor cu ace 9, fac corp comun la una din extremit<Yi cu un butuc cu canelur< exterioar<.

Fig. 4.13. Constructia sincronizatorului Porsche Elementul de cuplare 8, asamblat prin caneluri (cu strângere) pe pinionul liber, dispune, la periferie, de dantur< exterioar< de cuplare. Intr-o astfel de

Cutii de viteze

113

construcYie, diametrul suprafeYei de frecare (sincronizare) este independent de dimensiunile pinionului, deci şi de num<rul s<u de dinYi. În partea opus< danturii de cuplare este practicat un prag 16, sub forma unei creşteri de diametru. Manşonul (butucul) 6 al sincronizatorului este montat prin canelurile 14 pe arbore având acelaşi regim de rotaYie cu acesta; exteriorul se limiteaz< la trei zone de ghidare 7, pe care culiseaz< manşonul balador de cuplare1. Inelul de sincronizare 12, de forma unui segment circular, constituie partea esenYial< a dispozitivului de sincronizare; la exterior, profilul este compus dintr-o suprafaY< conic< racordat< unei suprafeYe cilindrice. În canalul inelului p<trunde pintenul 16. PoziYia axial< faY< de elementul de cuplare 8 este asigurat< de c<tre un inel de siguranY< 15. Manşonul balador 1 este prev<zut la exterior cu un canal circular în care p<trunde furca de cuplare 13; la interior este prev<zut cu dantura de cuplare 11, utilizat< şi pentru antrenare de c<tre cele trei extremit<Yi ale butucului sincronizatorului. Diametrul interior al coroanei dinYate a manşonului balador 1 este ceva mai mic< decât diametrul exterior al inelelor de sincronizare 12, când acestea se g<sesc în stare liber<. In figura 4.14 se prezint< etapele de cuplare ale unei trepte cu ajutorul sincronizatorului Porsche. La inceputul cupl<rii sub ap<sarea furcii de comand<, manşonul balador 1 se deplaseaz< c<tre pinionul liber şi intr< în contact cu porYiunea conic< a inelului de sincronizare 1,2 determinând comprimarea acestuia. (fig.4.14, a). Sub acYiunea momentului de frecare ce ia naştere între suprafeYele de frecare, inelul de sincronizare, solidar în rotaYie cu roata liber< prin elementul de cuplare 8 (din fig.4.13), datorit< faptului c< are diametrul exterior mai mare decât diametrul de trecere al manşonului balador 1 în tendinYa de închidere apas< suplimentar asupra dinYilor manşonului balador. ForYele de frecare care apar în planul de alunecare determin< deschiderea inelului, care m<reşte cuplul de frecare şi, prin deformarea inelului de sincronizare, împiedic< manşonul balador s< înainteze c<tre dantura de cuplare a elementului anexat pinionului liber. Rezult< c< sincronizatorul Porsche prezint< un efect de autoamplificare, menYinut pân< la egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui şi roYii care se cupleaz<.

a) b) c) Fig. 4.14. Fazele de functionare ale

sincronizatorului Porsche a-intrarea în contact; b-comprimarea inelului de

sincronizare; c-pozitia cuplat<

Dup< egalizarea vitezelor unghiulare ale pinionului şi arborelui, neexistând mişcare relativ<, manşonul balador poate comprima inelul de sincronizare şi înainta (fig.4.14, b) c<tre pinionul liber, realizând cuplarea (fig.4.14,c).


114

Sincronizatorul Porsche prezint< avantajul unei egaliz<ri rapide a vitezelor unghiulare, datorit< efectului de autoamplificare, ceea ce conduce la reducerea duratei de schimbare a treptei şi cuplarii silenYioase. In plus, fiind compact, permite reducerea lungimii cutiei de viteze. Ca dezavantaj îl reprezint< forYa mare necesar< comenzii, dar, cu toate acestea, este apreciat de constructorii şi utilizatorii autoturismelor sportive.

c. Sincronizatorul cu blocare BORG-WARNER este un sincronizator cu pene de blocare.

În figura 4.15 se prezint< construcYia unui asemenea sincronizator. Sincronizatorul este dispus pe arborele secundar 9, între rotile dinYate libere 1 şi 8. RoYile dinYate sunt prev<zute cu suprafeYe de lucru tronconice şi cu danturi de cuplare.

Fig. 4.15. Constructia sincronizatoruluicu blocare Borg-Warner

Manşonul 5 al sincronizatorului, centrat pe canelurile arborelui secundar,

este fix în direcYie axial<. Pe circumferinYa manşonului sunt practicate, la distanYe egale, trei goluri axiale, în care p<trund penele 4 ale fixatorului.

Cutii de viteze

115

Manşonul 5 este prev<zut cu dantur< exterioar<, cu care cupleaz< dantura interioar< a mufei 3, care, prin deplasare axial<, poate angrena cu danturile de cuplare ale roYilor 1 sau 8. Penele de fixare 4 sunt prev<zute în mijloc cu nişte proeminenYe care se plaseaz< într-un canal strunjit la mijlocul mufei de cuplare 3. Cele trei piese ale fixatorului sunt susYinute în mufa de cuplare de arcurile de expansiune 6.

Inelele de sincronizare 2 şi 7 sunt piese din bronz. Ele sunt prev<zute cu o dantur< exterioar< (dantur< de blocare) identic< cu danturile de cuplare şi cu trei canale frontale, în care p<trund piesele 4 ale fixatorului, împiedicând rotirea inelului faY< de manşonul 5.

Folosind notaYii din figura 4.15, în figura 4.16 sunt prezentate fazele de funcYionare ale sincronizatorului.

Dac< mufa de cuplare 3 este deplasat< axial, prin fixatorul 4 şi arcurile 6 este antrenat şi inelul de sincronizare 7 (din partea deplas<rii), care vine în contact cu suprafaYa tronconic< a roYii libere 8 (fig.4.16, a). Deoarece l<Yimea frez<rilor din inelele de sincronizare este mai mare decât a pieselor 4 ale fixatorului şi anume cu jum<tate din grosimea unui dinte de cuplare, sub acYiunea momentului de frecare are loc o deplasare tangenYial< a inelului de sincronizarc faY< de manşonul 5.

Aceast< deplasare face ca dantura de blocare a inelului de sincronirare s< se interpun< în faYa danturii mufei împiedicând înaintarea ei (fig.4.16, b). In momentul egaliz<rii vitezelur unghiulare, datorit< forYelor tangenYiale ce apar între dantura de blocare şi dantura mufei, inelul se roteşte şi permite deplasarea axial< a mufei pân< angreneaz< cu dantura de cuplare a roYii libere (fig.4.16, c).

Fig. 4.16. Fazele de functionare ale

sincronizatorului Borg-Warner: a- începutul schimb<rii treptei;

b-interzicerea cupl<rii; c-poziYia cuplat<


116

In figura 4.17 se prezint< construcYia sincronizatorului cu pastile de blocare. DiferenYa const< în construcYia fixatorului realizat din pastilele 3, bilele 2 şi arcurile 1.

Fig. 4.17. Constructia sincronizatorului cu pastile de blocare

d. Sincronizatorul RENAULT face parte tot din categoria sincronizatoarelor cu blocare. Constructia unui astfel de sincronizator este prezentat< în figura 4.18. RoYile 1 şi 5 sunt libere pe arborele 7. Inelul de sincronizare 1 (4), prin pintenii 8 cap<t< mobilitate parYial< faY< de roYile dinYate atât în translaYie, cât şi în rotaYie. Butucul 6 este fix faY< de arborele 7 unghiular prin caneluri şi axial prin inele de siguranY<, astfel c< poate fi considerat ca parte a arborelui. Manşonul balador 3 conYine conurile conjugate de frecare şi dantura interioar< de cuplare cu butucul 6, faY< de care poate culisa axial pentru cuplare cu danturile de cuplare ale roYilor libere 1 şi 5. In poziYia neutr< (punct mort), cei trei pinteni ai inelului de sincronizare sunt aşezaYi în degaj<rile pinionului liber, iar inelul este dep<rtat de pinion prin acYiunea arcului circular. Deplasarea axial< este limitat< de contactul pintenilor cu butucul. La punct mort, manşonul de cuplare este în poziYia median< a butucului şi nu este în contact cu nici un alt element. La cuplarea treptei, manşonul de cuplare este elementul asupra c<ruia intervine conduc<torul pentru selectarea raportului, prin intermediul levierului cutiei de viteze, şi deplasez< manşonul spre pinionul liber. Folosind notaYii din figura 4.18, în figura 4.19 sunt prezentate fazele de funcYionare ale sincronizatorului Renault.

Cutii de viteze

117

În timpul deplas<rii axiale, conul manşonului vine in contact cu conul inelului de sincronizare (fig.4.19,a). Dac< vitezele de rotaYie sunt diferite, apare un cuplu de frecare între conuri, ce creeaz< un cuplu rezistent.

Fig. 4.18. ConstrucĠtia sincronizatorului Renault

a) b)

Fig. 4.19. Fazele de funcĠionare ale sincronizatorului Renault

a-interzicerea cupl<rii; b-poziYia cuplat< Acesta antreneaz< inelul de sincronizare în rotaYie şi aplic< una dintre

feYele înclinate ale pintenilor pe şanfrenul degaj<rii pinionului liber. Inelul nu poate


118

avansa c<tre pinionul liber şi deci se opune înaint<rii manşonului spre dantura de cuplare a roYii libere.

Aceast< interdicYie de cuplare dispare la egalizarea vitezelor celor dou< elemente în contact. Când vitezele sunt egalizate, dispare şi cuplul rezistent. Pintenii şi inelul se deplaseaz< spre pinion iar manşonul cupleaz< cu dantura pinionului liber (fig.4.19, b). Se realizeaz< legatura: arbore - butuc - manşon - pinion liber prin manşonul ce leag< pinionul de butuc şi prin butucul ce leag< manşonul de arbore.

Revenirea la "punctul mort" se face când se acYioneaz< asupra manşonului în sens invers. Danturile de cuplare nu se mai g<sesc în contact. Pinionul redevine liber pe arbore; arcul circular reaşeaz< inelul de sincronizare în poziYia de lâng< butuc şi sistemul se g<seşte în poziYia iniYial<. e) Sincronizatorul NEW PROCESS (PEUGEOT) este un sincronizator cu bolYuri de blocare. ConstrucYia unui sincronizator Peugeot este prezentata în figura 4.20.

Fig. 4.20. ConstrucĠia sincronizatorului New Process (Peugeot)

Cutii de viteze

119

Pentru cuplarea uneia dintre roYile libere 1 sau 8 de pe arborele 9, manşonul baladoar 4, solidar la rotaYie cu arborele 9 prin butucul canelat 10, faY< de care are mobilitate relativ< de translaYie, este deplasat axial spre stânga. Inelele de sincronizare 3 şi 6 sunt legate între ele într-o poziYie invariabil< prin trei bolYuri 5 nituite la capete de inalele de sincronizare. BolYurile traverseaz< mansonul de cuplare iar pentru a interzice cuplarea înaintea sincroniz<rii sunt realizate cilindrice cu diametrul în trepte. Ansamblul este completat de un arc circular 11 poziYionat în canalul mansonului.

Folosind notaYii din figura 4.20, în figura 4.21 sunt prezentate fazele de funcYionare ale sincronizatorului.

PoziYia neutr< (fig. 4.21, a), se obYine când manşonul balador 4 este menYinut de furca de comand< a selectorului vitezei în poziYie neutr<. Arcul circular 11, aşezat în crest<tura bolYului 5, menYine inelele de sincronizare 6 în poziYie neutr< faY< de discurile conjugate de frecare 7.

La deplasarea axial< a manşonului datorit< leg<turii elastice realizat< prin fixatorul format din arcul 11 sunt antrenate şi inelele de sincronizare 3 şi 6, pân< când inelul 6 vine în contact cu suprafaYa conic< de frecare 7 a roYii 8 (fig.4.21, b). Prin frecarea ce ia naştere între suprafeYele din contact se realizeaz< egalizarea vitezelor unghiulare ale mufei 4 şi roYii 8. Pentru ca deplasarea spre dreapta a manşonului şi angrenarea lui cu dantura de cuplare a roYii 8 s< fie permis< numai dup< egalizarea vitezelor unghiulare se folosesc bolYurile de blocare 5. Atâta timp cât exist< vitez< relativ< între suprafeYele în contact (fig.4.21, c), sub acYiunea momentului de frecare apare o descentrare a bolYului 5 faY< de alezajul s<u din manşonul 4. În acest fel, deplasarea în continuare este oprit< de um<rul bolYului 5, chiar dac< forYa axial< de acYionare dep<şeşte forYa capabil< a fixatorului elastic 11.

Fig. 4.21. Fazele de functionare ale

sincronizatorului New Process (Peugeot): a- poziYia neutr<; b- începutul sincroniz<rii;

c-interzicerea cuplarii; d-sfârşitul sincroniz<rii; e-începutul cupl<rii; f-poziYia cuplat<


120

La egalizarea vitezelor unghiulare, sub acYiunea forYei axiale de acxYionare, bolYurile se centreaz< (fig.4.21, d) şi mufa 4 poate avansa spre stânga pân< intr< în angrenare cu dantura de cuplare a roYii 8 (fig. 4.21, e şi f).

4.2.4. Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor reuneşte elementele ansamblului cutiei de viteze şi le menYine în poziYia de funcYionare; protejeaz< organele interne de mediul exterior şi conserv< uleiul necesar ungerii şi r<cirii elementelor aflate în mişcare relativ<; permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului motopropulsor compact; în cazul transmisiilor organizate dup< soluYia totul faY<, înglobeaz< mecanismele centrale ale punYii motoare: transmisia principal< şi diferenYialul. Carterul cutiei de viteze trebuie s< indeplineasc< urm<toarele cerinYe: s< fie rigid şi uşor, etanş, dar bine ventilat pentru a evita suprapresiunea intern< la creşterea temperaturii în funcYionare, puYin zgomotos prin evitarea amplific<rii vibraYiilor provenite de la angrenaje şi de motor, s< evacueze rapid c<ldura în timpul funcYion<rii. Clasificarea carterelor se face dup< mai multe criterii şi anume;

•dup< num<rul componentelor transmisiei pe care le înglobeaz<: carter mecanism reductor al cutiei de viteze (ex: ARO 24); carter comun pentru ambreiaj, cutia de viteze şi puntea motoare (DACIA Nova, OLTCIT); carter comun pentru cutia de viteze şi puntea motoare (DACIA 1310) •dup< num<rul elementelor principale, carterele cutiilor de viteze pot fi: ansamblu monobloc; ansamblu din dou< semicartere longitudinale; ansamblu "sandwitch". a. Concepte tehnologice. ConcepYia carterului cutiei de viteze se face Yinând seama de: satisfacerea rolului funcYional; tipul de organizare a echipamentului motopropulsor şi poziYia cutiei (longitudinal<, transversal<); seria de fabricaYie; posibilit<Yile tehnologice; derivatele opYionale ale cutiei de baz< (4x2 faY<, spate sau integral<). Deşi carterul poate satisface diferite cerinYe de fabricare, el poate fi necorespunz<tor din punct de vedere al zgomotului în funcYionare. Aceasta se datoreaz< în general vibraYiilor emise de angrenaje, vibraYii care pot fi amplificate prin efectul de "membran<" al unora dintre p<rYile laterale ale carterului. Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunz<toare a pereYilor ansamblului. În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptat< de constructor poate s<-i confere în plus un raport calitate/ preY optim. Complexitatea, forma şi aspectul pieselor variaz< în funcYie de: materialele utilizate (aluminiu sau font<) şi procedeul de turnare a semifabricatelor. Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcYionale-înc<rcare, zgomot-cât şi de aspecte tehnologice-producYia zilnic<, procedeul de turnare şi

Cutii de viteze

121

tehnologia de uzinare disponibil< etc. De regul<, în construcYia unui carter al cutiei de viteze, datorit< dificult<Yilor de obYinere a calit<Yilor suprafeYelor la uzinare cu aceeaşi vitez< de aşchiere şi modific<rii diferenYiate a formei şi dimensiunilor la creşterea temperaturii, se utilizeaz< un singur tip de material Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare se toarn< din aliaje de aluminiu. CompoziYia chimic< depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizeaz< aliajul: - AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare; - AS9U4 la turnarea static< în cochil< metalic< a pieselor de serie medie; - AS5U3 la turnarea în forme de nisip a pieselor prototip şi serie foarte mic<. b. VentilaYia carterului. Frec<rile dintre elementele aflate în mişcare relativ< sporesc temperatura intern<, ceea ce determin< dilatarea aerului şi creşterea presiunii; la valori mari creşterea presiunii poate deforma garniturile de etanşare,

provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca pân< la 150oC şi poate atinge

chiar 170oC (la nivelul suprafeYelor de frecare ale sincronizatoarelor).

Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supap< de aerisire, ce permite ieşirea sau intrarea aerului, dar opreşte trecerea particulelor solide sau lichide. Amplasarea supapei se face în partea superioar< a carterului, într-o zon< în care aceasta este protejat de stropii de ulei. c. Etanşarea carterului cutiei de viteze. La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze exist< dou< tipuri de etanş<ri: - etanş<ri între elementele statice (ce formeaz< carterul cutiei de viteze); - etanş<ri între elementele cu mişcare relativ< (arbori, axe şi carter). Tipul de etanşare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele ansamblului. • În cazul preciziei necesare mari (ex: semicartere) se utilizeaz< o past< de elastomer, ce formeaz< un filtru etanş între microneregularit<Yile suprafeYelor frezate aflate în contact. • În cazul etanş<rii capace/ carter se utilizeaz< garnituri din: - hârtie (ex: carter ambreiaj/ carter cutie de viteze la DACIA 1310); - elastomer de form< toroidal< (ex: capac treapta a V-a/ carter cutie de viteze la DACIA Nova). - mastic de etanşare în cazul unor capace din tabl< ambutisat<. Când este necesar< etanşarea arborilor de transmisie intrare - ieşire sau a axelor de comand< se apeleaz< la manşetele de etanşare cilindrice cu una sau cu dou< margini de etanşare. Materialele utilizate în construcYia acestora sunt dependente de regimul

termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (90oC), poliacrilat (120

oC) etc.

Elementele de etanşare pentru arborii de transmisie dispun de dou< margini de etanşare (fig.4.22), între care se g<seşte o mic< rezerv< de ulei; marginea intern< previne pierderile de ulei; marginea extern< asigur< etanşarea faY< de ap< sau /şi de


122

particulele abrazive; uleiul acumulat între aceste dou< p<rYi asigur< o durat< de viaY< mare.

Fig. 4.22. Manşete de etansare Fig. 4.23. Etansarea tijelor culisante

Suplimentar, la cutiile de viteze de cuplu mare, pentru împiedicarea scurgerii de ulei spre ambreiaj, pe arborele primar este practicat, de obicei, un canal elicoidal, care readuce uleiul în interiorul cutiei de viteze. În cazul etanş<rii axelor de comand<, caracterizate de o poziYie foarte expus< agenYilor externi (ap<, praf) şi deplas<rii axiale, este prev<zut< o etanşare suplimentar< a zonei culisante cu burduf gonflabil (fig. 4.23).

d. ConstrucĠia carterului cutiei de viteze. Carterul "monobloc" al cutiei de viteze (fig. 4.24), este constituit ca o pies< complex< turnat<, ce regrupeaz< p<rYile laterale, ce formeaz< "incinta" mecanismelor, precum şi zonele ce permit cuplarea cu motorul sau cu alte organe ale transmisiei (ambreiaj, distribuitor etc.).

Fig. 4.24. ConstrucYia carterului monobloc

Este întâlnit ast<zi în general la transmisia automobilelor cu motor longitudinal, organizate dup< soluYia 4x4 tot teren (ARO24). Utilizat< în trecut la autoturisme europene (RENAULT 4), se p<streaz< ca soluYie numai la câteva autoturisme americane. Avantajele construcYiei contând din rigiditate sporit<, mas< redus<, simplu de etanşat, fac ca aceasta s< se constituie într-o soluYie de viitor. Montarea componentelor interne (arbori, angrenaje) se face printr-o fereastr< practicat< într-unul din pereYii laterali, obturat< de un capac ce include de regul< comanda intern< a mecanismului de acYionare. Carterul asamblat (fig.4.25) reprezint< o soluYie specific< transmisiilor autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare organizate dup< soluYia totul faY<, cu motorul amplasat longitudinal sau transversal. Uzinarea este mai complex< decât în cazul carterului monobloc, deoarece se are în vedere existenYa unor suprafeYe

Cutii de viteze

123

suplimentare - cele de asamblare şi cele de centrare a elementelor componente. Este compus din mai multe elemente, care sunt uzinate împreun< pentru a forma "carterul asamblat".

a) b)

Fig. 4.25. ConstrucĠia carterului asamblat . Carterul asamblat reprezint< o alt< soluYie ce ce poate fi obtinut prin turnare sub presiune a elementelor componente. Turnarea sub presiune confer< pieselor finite: precizie mare, rigiditate satisf<c<toare şi mas< redus<. Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale (fig.4.25, a) satisface toate soluYiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasic<, totul faY< sau integral<. ConstrucYia este realizat< din dou< semicartere ce conYin în planul de asamblare axele arborilor. Fixarea pe motor a cutiei de viteze se face fie printr-o flanş< ce delimiteaz< carterul ambreiaj, fie printr-un carter ambreiaj separat. Carterul asamblat al cutiilor de viteze transversale (fig.4.25, b) este constituit din dou< sau din trei elemente care au suprafeYele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor. SoluYia cu dou< elemente este specific< cutiilor de viteze cu doi arbori şi cinci trepte (ex: DACIA Nova), sau trei arbori şi şase trepte (VOLVO M56, OPEL Calibra). SoluYia cu trei elemente este specific< cutiilor de viteze cu doi arbori şi şase trepte (FIAT Punto). Elementele ansamblului sunt:carter ambreiaj şi mecanismele centrale ale punYii motoare; carter mecanism reductor cutie de viteze şi capac treapta a V-a (2 arbori, 5 trepte) sau carter treptele V-a şi a VI-a (2 arbori, 6 trepte). 4.2.5. Ungerea cutiei de viteze Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesar< pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare şi a uzurii componentelor cutiei de viteze şi pentru evacuarea c<ldurii. Modul în care se realizeaz< ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziYia cutiei de viteze în raport cu motorul. Ungerea mixt<, sub presiune-barbotare, se foloseşte în cazul cutiei de viteze montat< sub motor (fig. 4.26), când ungerea este asigurat< de uleiul motor şi se efectuez< mixt prin presiune şi barbotare.


124

Lag<rele radiale de

alunecare 1 sunt alimentate cu ulei din rampa central<, iar angrenajele, mecanismele de cuplare şi lag<rele cu rulmenYi sunt unse prin barbotare. Uleiul folosit în acest caz este un ulei special, SAE 80/90, sau un ulei de motor 15 w 50 Ungerea prin barbotare se foloseşte în cazul cutiei de viteze independent< de motor, situaYia majorit<Yii automobilelor, când nu dispune de o pomp< de ulei. Pentru asigurarea ungerii, roYile dinYate ale arborelui

(arborilor) inferior sunt parYial imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea uleiului provoac< o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne şi proiectarea unei mari cantit<Yi pe pereYii carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la r<cirea uleiului.

Fig. 4.26. Ungerea mixtă a cutiei de viteze

În plus, centrifugarea antreneaz< o circulaYie de ulei din centru c<tre periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roYilor libere. Ungerea p<rYilor frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe faYa opus< mecanismului de cuplare (fig.4.27, a) canal care asigur< o circulaYie de ulei satisfacatoare.

a) b) c)

Fig. 4.27. Ungerea unor componente ale cutiei

.a- ungerea roYilor libere; b- ungerea rulmenYilor biconici; c-ungerea mecanismelor de cuplare

Cutii de viteze

125

O parte a uleiului proiectat pe pereYii interni este dirijat< c<tre zone precise cu ajutorul nervurilor, alezajelor sau al unor elemente colectoare. Asfel se realizeaz< ungerea rulmenYilor biconici (fig.4.27, b), sau ungerea angrenajelor şi mecanismele de cuplare situate în extremit<Yile cutiei de viteze (fig.4.27, c). Aceste artificii constructive favorizeaz< o ungere corespunz<toare şi în situaYia în care cutia de viteze se g<seşte la punctul mort. Astfel sunt limitate şocurile din angrenare (far< sarcin<) determinate de neuniformitatea momentului motor, specific< regimului de mers în gol (ralenti). Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin poziYionarea buşonului de umplere pe unul din pereYii laterali la o în<lYime precis determinat< de constructor prin teste complexe. La partea inferioar< a carcasei se g<seşte un buşon de golire, care este prev<zut de cele mai multe ori cu un magnet permanent ce colecteaz< particulele metalice.

4.2.6. Sistemul de acĠionare al cutiei de viteze în trepte

Sistemul de acYionare al cutiilor de viteze mecanice în trepte cu comand<

manual< este un ansamblu de elemente mecanice dispuse între postul de conducere şi mecanismele de cuplare ale treptelor, prin intermediul c<rora conduc<torul impune un anumit mod de funcYionare pentru cutia de viteze. IntervenYia conduc<torului se face direct asupra unui levier de comand<, situat la nivelul postului de conducere, ce transmite mişcarea prin ansamblul de acYionare, furcilor de comand<. Acestea, la rândul lor, determin< deplasarea xial< a fiec<rui manşon balador ce solidarizeaz< roata liber< aleas< cu arborele pe care aceasta se sprijin<, obYinându-se raportul de transmitere dorit. CerinYele sistemului de acYionare se refer< la: precizie în funcYionare, realizabil< printr-o indexare corect< a poziYiei cuplate sau neutre; siguranY<, prin evitarea cupl<rii simultane a dou< trepte de vitez< sau a cupl<rii/decupl<rii necomandat<; confort, prin limitarea efortului conduc<torului (5…8 daN) la acYionarea levierului de comand< şi f<r< necesitatea unor mişc<ri suplimentare;rapiditate la schimbarea treptelor, pentru a nu altera performanYele dinamice sau economice prin pierderea de vitez< produs< la întreruperea transmiterii fluxului de putere de la motor c<tre roYi. Un sistem mecanic de acYionare este compus din: • comenzile interne, ce includ sistemul de axe şi furci, mecanismul selector, dispozitivele de z<vorâre şi fixare a treptelor. •comanda externă, care este format< din levierul selector şi timoneria de comand<. Levierul de comand< trebuie s< deplaseze independent toate manşoanele baladoare ale mecanismelor de cuplare din cutia de viteze; în general, cinematica adoptat< const< în deplasarea levierului dup< dou< direcYii ortogonale: una perpendicular< pe axa longitudinal< a automobilului, ce realizeaz< selectarea vitezei (alege mecanismul de cuplare), şi cealalt< mişcare paralel< cu axa


126

longitudinal< a automobilului ce realizeaz< cuplarea sau decuplarea treptei (deplaseaz< axial manşonul balador). Pentru a fi complet<, comanda cutiei de viteze trebuie s< dispun< de dou< dispozitive de siguranY<: unul cu rol de z<vorâre a celorlalte trepte şi altul cu rol de fixare a axelor furcilor în poziYii bine determinate. În funcYie de poziYia relativ< între levier şi carterul cutiei de viteze, sistemul de acYionare poate fi: •sistem de acYionare direct<, când levierul selector al postului de conducere este montat direct pe carterul cutiei de viteze, întrucât aceasta se g<seşte în imediata apropiere a postului de conducere.

•sistemul de acYionare la distanY<, când cutia de viteze se g<seşte dep<rtat< de postul de conducere.

Dac<, în construcYia autoturismelor întâlnite ast<zi pe piaY<, poziYia şi modul de manevrare a levierului de comand< nu difer< esenYial de la un tip la altul, construcYia şi organizarea celorlalte elemente ale sistemului de acYionare a cutiei de viteze sunt realizate în concordanY< cu poziYia postului de conducere faY< de cutia de viteze (la distanY<, suprapuse) şi cu poziYia ansamblului motor-cutie de viteze (transversal, longitudinal).

a. Comanda internă reprezint< un ansamblu de componente, realizat intr-o larg< diversitate de solutii, ce permite selectarea şi schimbarea treptei de Principiul de funcYionare este prezentat în figura 4.28. Levierul 1 articulat prin axul s<u 2 faY< de carterul cutiei de viteze permite selectarea axului dorit, 1-2 sau 3-4 sau AR, şi deplasarea acestuia pentru cuplarea-decuplarea treptei de vitez<. Mişcarea de selectare (A) se face dup< direcYie perpendicular< pe axele arborilor cutiei de vitez<, iar cea de cuplare-decuplare (B) dup< o direcYie paralel<, obYinut< prin rotaYia levierului 2 în jurul axului dorit.

Fig. 4.28. Principiul de funcĠionare al comenzii interne

FuncYionarea ansamblului este urm<toarea: când toate manşoanele baladoare sunt la punct mort, levierul 1 este poziYionat, prin acYiunea arcului 3, în elementul de antrenare al axului pentru vitezele 3-4, ce aşeaz< um<rul axului 3 pe şaiba 5. Pentru selectarea axului vitezelor 1-2 este suficient s< se comprime arcul 3 pân< când inelul de siguranY< 6 tamponeaz< şaiba de limitare 5; distanYa (A) este distanYa între axele vitezelor III - IV şi I - II.

Cutii de viteze

127

Pentru a selecta treapta de mers înapoi, trebuie comprimat arcul 4 cu ajutorul şaibei 5 pân< la anularea distanYei (B). ForYa dezvoltat< de arcul 4 este superioar< celei dezvoltate de arcul 3, astfel încât conduc<torul sesizeaz< aceast< manevr<.

Furcile de comandă (fig. 4.29) sunt componente ale comenzii interne ce determin< deplasarea axial< a fiec<rui manşon balador al sincronizatoarelor în vederea cupl<rii sau decupl<rii treptelor de vitez<.

Mişcarea de translaYie a manşonului balador poate fi realizat< de c<tre furc< fie prin deplasarea axial< (furc< culisant< 2,3), fie printr-o mişcare de rotaYie (furc< articulat< 1). Furca articulat< 1 se foloseşte când sunt necesare deplas<ri mari pentru elementele baladoare. Transmiterea mişc<rii de la furca aflat< în mişcare pendular< la manşonul balador se face prin intermediul unor patine oscilante, montate la extremitaYile braYelor.

Fig. 4.29. Furcile de comandă Se foloseşte, într-o form< specific<,

la treapta de mers înapoi, când deplaseaz< axial roata intermediar< baladoare. Furca culisant< 2 şi 3, este realizat< din considerente tehnologice de uzinare şi montare prin asamblare a trei elemente: furca propru-zis<, axul culisant (tija) şi elementul de antrenare al axului. Furca propru-zis< este o pies< sub form< de “u”, cu braYele egale sau inegale, ale c<ror extremit<Yi, numite patine, sunt angajate în canalul practicat periferic în manşonul balador; pentru a determina o mişcare axial< corect< (f<r< bascularea manşonului) patinele acYioneaz< diametral opus asupra acestuia. În partea central<, corpul furcii dispune de un alezaj în care p<trunde axul culisant. Forma furcii şi modul de asamblare cu axul s<u depind de tehnologia de realizare a acesteia. Furcile se obYin prin dou< procedee de fabricare şi anume prin turnare sau prin ambutisare din tabl< de oYel.

Furcile turnate sunt realizate din oYel, font<, alam< sau aluminiu. Asamblarea cu axul în acest caz se face cu elemente demontabile (ştift elastic sau şurub). Patinele sunt acoperite fie cu molibden fie cu mase plastice. Furcile din tabl< de oYel ambutisate sunt fixate pe ax prin sudur<. Patinele din mas< plastic< sunt fie injectate direct pe suportul metalic, fie montate prin clipsare. Axul furcii este o tij< cilindric< din oYel montat< în carterul cutiei de viteze, paraleli cu arborii. Forma cilindric<, nejustificat< în funcYionare deoarece axul are numai mişcare de translaYie, este preferat< de constructori din motive tehnologice. Ghidarea axului faY< de carterul cutiei de viteze se face fie prin bucşe de bronz


128

grafitat, sinterizate, fie prin ghidaje cu bile, situaYie în care efortul de manevrare scade simYitor. Pe suprafaYa axului, de cele mai multe ori, sunt practicate canalele dispozitivelor de fixare a furcii şi dispozitivelor de z<vorâre a axelor. Elementul de antrenare al axului este o pies< montat< pe acesta printr-o asamblare cu ştift elastic, şurub sau sudur<, şi dispune la extremitatea sa de un canal sub form< de ''u'', în care p<trunde cap<tul levierului selector al mecanismului de comand< intern<. În unele cazuri, când arhitectura intern< o permite, aceast< pies< poate s< lipseasc<; rolul ei este îndeplinit de un canal practicat direct în axul furcii. Dispozitivele de fixare a furcilor sunt componente ale comenzilor interne din sistemul de acYionare al cutiei de viteze, ce acYioneaz< de regul< asupra axelor furcilor şi asigur< menYinerea furcilor de comand< în poziYia neutr< sau cuplat<, evitând deplasarea necomandat< a ansamblului ax - furc< sub efectul inerYiei sau vibraYiilor. De asemenea ele, prin forYa cu care se opun deplas<rii furcilor, informeaz< conduc<torul asupra poziYiei axului solicitat. Cum în poziYie neutr< manşonul balador al sincronizatorului este menYinut de dispozitivul de fixare al acestuia (cu pene, bolYuri, bile etc.), montat în butuc, fixarea furcii evit< frec<rile accidentale între patinele furcii şi lateralele canalului. În general, fiecare ax al furcilor de comand< dispune de un dispozitiv de fixare. Aceast< indexare se realizeaz< prin angajarea unui corp mobil (bil<, cep conic sau rol<) sub acYiunea unui arc elicoidal într-una din cele dou< sau trei degaj<ri practicate în axul culisant al furcii de comand< (fig.4.30). Una din degaj<ri corespunde poziYiei neutre, iar celelalte dou<, situate de o parte şi de cealalt< a poziYiei neutre, corespund poziYiilor cuplate. În situaYia în care un ax culisant realizeaz< prin intermediul furcii cuplarea unei singure trepte, axul este prev<zut cu numai dou< degaj<ri (ex: ax mers înapoi).

Fig.4.30. Dispozitive de fixare

În vederea sesiz<rii corecte de c<tre conduc<tor a poziYiei axului furcii de comand<, adâncimea acestor canale este diferit<: mai mare pentru cele extreme, corespunz<toare poziYiilor cuplate, decât pentru poziYia neutr< (central<).

Dispozitivul de zăvorâre a axelor furcilor este un dispozitiv de securitate care previne, în cazul efectu<rii unei comenzi incorecte, cuplarea simultan< a dou< trepte de vitez<, sau deplasarea unui alt ansamblu ax-furc< atunci când o anumit< treapt< este cuplat<. Prin concepYie, acest dispozitiv împiedic< deplasarea simultan< a dou< axe vecine. Dup< poziYia relativ< a axelor furcilor şi dup< forma elementelor intermediare de blocare, cele mai cunoscute dispozitive de z<vorâre sunt: cu disc, cu ştifturi, cu potcoav< etc.

Cutii de viteze

129

Z<vorârea cu disc (fig.4.31) este o soluYie r<spândit< datorit< simplit<Yii constructive. Pentru utilizarea unui singur element intermediar (z<vorul disc), axele furcilor sunt aşezate echidistant. Fiecare dintre axe dispune de o degajare; pentru poziYia neutr< a cutiei de viteze (fig.4.31, a), ele sunt faY< în faY<; în aceste degaj<ri se aşeaz< discul de z<vorâre.

Fig. 4.31. Z<vorârea cu disc

a-punct mort; b-treapt< cuplat<

Diametrul discului este astfel ales încât dac< discul intr< complet în dou< dintre degaj<ri, cea de-a treia r<mâne liber<. Deplasând una din axe (fig.4.31, b), discul are tendinYa de a intra în degaj<rile celorlalte dou<. Fiind fixat axial într-un canal practicat în carter, axele neutilizate sunt astfel z<vor<te. Z<vorârea cu ştifturi (fig.4.32) este cea mai utilizat< soluYie de z<vorâre, deoarece este adaptabil< oric<rui mod de dispunere a axelor.

În cazul dispunerii în triunghi a axelor (fig.4.32, a), dispunerea ştifturilor nu este în acelaşi plan, fapt ce ofer< mari avantaje tehnologice în ceea ce priveşte posibilit<Yile de practicare a alezajelor acestora. La deplasarea unui ax, ştifturile aflate între el şi celelalte dou< se deplaseaz< axial c<tre acestea, p<trund în degaj<rile lor şi le blocheaz<, împiedicându-le mişcarea. În cazul dispunerii coplanare a axelor (fig.4.32, b), un ştift traverseaz< alezajul practicat în axul central (B), determinând şi blocarea axului (C), când axul (A) este deplasat. b. Comanda externă cuprinde totalitatea elementelor sistemului de acYionare al cutiei de viteze situate între postul de conducere şi carterul acesteia.

Fig. 4.32. Z<vorârea cu ştifturi

a- dispuse în triunghi; b-dispuse liniar

CerinYele specifice acestei grupe de elemente sunt: s< asigure o manevrare confortabil<, precis< şi s< filtreze vibraYiile şi zgomotele ce provin de la grupul motopropulsor. Ansamblul comenzii interne cuprinde levierul de comand<, situat la nivelul postului de conducere, şi timoneria de leg<tur< levier - comand< intern<.


130

Levierul de comandă. Pentru asigurarea unei comenzi simple şi sigure, cuplarea-decuplarea treptelor se realizeaz< printr-un sigur levier. Acesta determin< (la acYionarea conduc<torului) deplasarea în mod independent a manşoanelor baladoare ale mecanismelor de cuplare din cutia de viteze. În cazul autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare derivate din acestea levierul de comand< este amplasat la podea. In general, cinematica adoptat< const< în deplasarea levierului dup< dou< direcYii ortogonale: una perpendicular< pe axa longitudinal< a automobilului ce realizeaz< selectarea vitezei (alege mecanismul de cuplare); cealalt< deplasare, paralel< cu axa longitudinal< a automobilului realizeaz< cuplarea sau decuplarea treptei (deplaseaz< axial manşonul balador). Deplasarea levierului schimb<tor pentru cuplarea-decuplarea treptei de vitez< dorite se face, în general, dup< o gril< generalizat< în cazul autoturismelor (fig.4.33). Diversele soluYii de organizare ale cutiilor de viteze determin<, faY< de grila standard corespunz<toare treptelor 1,2,3,4,5, poziYii diferite pentru mişcarea levierului la cuplarea mersului înapoi (AR). Timoneria. ConstrucYia şi organizarea timoneriei se face în concordanY< cu dispunerea cutiei de viteze şi a levierului de comand< al postului de conducere. Cele mai frecvente mecanisme întâlnite sunt realizate: cu bare, cu cabluri sau combinat: cu bare şi cablu.

Fig.4.33. Grile pentru miscarea levierului de comandă

În figura 4.34 sunt prezentate câteva dintre cele mai utilizate soluYii de timonerie cu bare la cutii de viteze longitudinale (fig. 4.34, a) şi transversale (fig.4.34, b). Din analiza lor se constat< complexitatea comenzii cutiilor de viteze amplasate transversal, complexitate dat< de necesitatea modific<rii direcYiei de cuplare-decuplare din longitudinal< în transversal< şi a evit<rii transmiterii vibraYiilor (cu amplitudine mare în procesul demarajului sau în regimul frânei de motor) grupului motopropulsor c<tre levier.

Cutii de viteze

131

a) b)

Fig.4.34. Timonerii cu bare: a-cutii de viteze dispuse longitudinal; b-cutii de viteze dispuse transversal

Din acest motiv s-au dezvoltat sisteme de comand< cu cablu sau

combinate: bare şi cablu. Ansamblul unei comenzi cu cabluri este prezentat în figura 4.35.

Fig.4.35.Comanda cu cabluri a cutiei de viteze

Levierul de comand< 1, articulat faY< de suportul 2 prin dou< articulaYii

cilindrice, poate transmite: prin cablul 3 mişcarea de cuplare - decuplare în interiorul cutiei de viteze la comanda intern<, iar printr-un mecanism 4, cu pârghii şi cablu, mişcarea de selectare. Mecanismul are rolul de a schimba direcYia mişc<rii din transversal< în longitudinal<. ConstrucYii de cutii de viteze pentru autoturisme sunt prezentate în figurile 4.36… 4.40.


132

Fig. 4.36. Cutii de viteze longitudinale cu doi arbori:

a-cutia de viteze Dacia cu 4 trepte; b-cutia de viteze Dacia cu 5 trepte;

Cutii de viteze

133

Fig. 4.37. Cutii de viteze transversale cu doi arbori: a-cutia de viteze Dacia Nova; b-cutia de viteze Fiat Punto


134

Fig. 4.38. Cutie de viteze Getrag (Opel Calibra), transversală, cu trei arbori

Cutii de viteze

135

Fig. 4.39. Cutii de viteze dispuse în partea inferioară a motorului:

a-cutia de viteze Citroen Visa Super; b-cutia de viteze Peugeot 205


136

Fig. 4.40. Cutii de viteze longitudinale cu trei arbori:

a-cutia de viteze cu 4 trepte ARO 24; b-cutia de viteze cu 5 trepte ARO 24; c-cutia de viteze cu 5 trepte Peugeot

Cutii de viteze

137

4.3. Cutii de viteze planetare

4.3.1. NoĠiuni generale despre mecanismele planetare utilizate în

construcĠia cutiilor de viteze

Cutiile de vitez< planetare sunt cutiile de vitez< care au în componenYa mecanismului reductor cel puYin o unitate planetar< (grup planetar). Din punct de vedere constructiv, aceste mecanisme se pot grupa dup< tipul angren<rii în unit<Yi planetare de angrenare interioar<, exterioar< sau mixt<. Deoarece realizeaz< rapoarte mari de transmitere la dimensiuni mici de gabarit, în construcYia cutiilor de viteze pentru autoturisme sunt utilizate unit<Yile planetare cu roYi cilindrice cu dinYi drepYi sau înclinaYi, în angrenare mixt< (fig. 4.41).

a) b) c) Fig.4.41. UnităĠi planetare utilizate în compunerea cutiilor de viteze

a-unitate planetar< simpl<; b-unitate planetr< cu sateliYi dubli; c-unitate planetar< dubl<

In figura 4.42 sunt prezentate posibilit<Yile de funcYionare ale unei unit<Yi planetare simple. Axa o-o’ (fig. 4.2,a), reprezint< o ax< de rotaYie fix< şi se numeşte axa central< a mecanismului; elementele ale c<ror axe de rotaYie coincid cu axa central< sunt numite elemente centrale (roYile 1, 2 şi elementul suport-axe H), iar roYile ale c<ror axe sunt mobile sunt numite roYi satelit (roata 3). Elementul suport-axe H este întâlnit şi sub denumirea de manivel< sau braY portsatelit, iar roata central< 2, prin care se realizez< angrenarea interioar< cu sateliYii, se numeşte şi roata epicicloidal<.

FuncYie de elementul ales baz< se disting urm<toarele situaYii: -numai axa central< este baz< (fig. 4.42, a); în acest caz, transmisia este un

mecanism planetar simplu diferenYial cu mobilitatea cinematic< M=2 (mobilitatea cinematic< reprezint< num<rul mişc<rilor independente care asigur< funcYionarea determinat< a mecanismului);

-prin legarea la baz<, în transmisia planetar< diferenYial<, a unei roYi centrale (de exemplu roata 2- fig. 4.42,b), se obYine o transmisie planetar< monomobil< (M=1);


138

- prin legarea la baz<, în transmisia planetar< diferenYial<, a elementului suport axe (elementul H, fig. 4.42,c), se obYine o transmisie cu axe fixe (întotdeauna monomobil<, M=1).

Tinând seama de preciz<rile facute, rezult< c< o unitate planetar< poate funcYiona ca mecanism planetar diferenYial (fig.4.42,a), ca mecanism planetar monomobil (fig.4.42,b), sau ca mecanism cu axe fixe (fig.4.42,c).

a) b) c)

Fig.4.42. Situatii de funcĠionare ale unităĠii planetare simple

a-mecanism planetar diferenYial; b-mecanism planetar monomobil; c-mecanism cu axe fixe

Pentru a stabili leg<turile cinematice dintre elementele unit<Yii

planetare, transmisiei planetare din figura 4.42,a, i se asociaz<, prin inversarea mişc<rii în raport cu braYul portsatelit H, transmisia cu axe fixe din fig.4.42.c (metoda Willis). Metoda const< în a imprimarea braYului portsatelit H o mişcare egal< cu mişcarea lui real<, dar de sens opus; mecanismele obYinute unul din altul, prin metoda descris<, datorit< invariaYiei mişc<rilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.

In cazul opririi imaginare a elementului H, vitezele unghiulare ale roYilor centrale 1 şi 2 devin:

HH ; ω−ω=ϖω−ω=ϖ 2211 , (4.11)

unde sunt vitezele unghiulare ale elementelor corespunz<toare anterior

opririi imaginare a braYului portsatelit. 21 ,, ϖωω

Raportul de transmitere al mecanismului cu axe fixe asociat este:

H

HH

ω−ωi

ω−ω−=

2

112 (4.12)

Scmnul (-) arat< c< ropYile centrale 1 şi 2 se rotesc în sens invers. RelaYia (4.12)) poate fi scris< şi sub forma :

( ) 01 122121 =⋅ω++ω−ω HHH ii (4.13)

Cutii de viteze

139

Raportul , corespunzator transmisiei cu axe fixe, se numeşte

caracteristica unit<Yii planetare şi se noteaz< cu i

Hi12

o :

1

2

1

3

3

212 R

R

R

R

R

Rii o

H =⋅== , (4.14)

unde R1 , R3 , R2 sunt razele de rostogolire ale roYilor 1,2 şi 3. În construcYiile existente io = 1,5...4.

Înlocuind în relaYia (4.13) valoarea raportului i , se obYine legea de

transmitere a unei unit<Yi planetare simple diferenYiale de forma: 012 iH =

( ) 01 0201 =⋅ω++ω−ω iiH (4.15)

Pentru transmisia planetar< monomobil< ( fig. 4.42.b), când roata central< 2 este element fix, ω2= 0, din relaYia (4.15) rezult< ( ) 01 01 =+ω−ω iH , cu

urm<toarea valoare pentru raportul cinematic de transmitere:

1012

1 +=ωω

= iH

Hi sau 1

221 1

R

Ri H += (4.16)

Dac< R3→ 0, atunci R2→ R1 şi 2 iar dac< R→21Hi 1→ 0, atunci , deci

raportul de transmitere este cuprins între limitele :

∞→Hi12

∞<≤ 212 Hi (4.17)

În funcYie de combinaYiile de montare ale elementelor unit<Yii planetare se pot obYine şase scheme cinematice (tabelul 4.3) şi anume, dou< scheme cu

posibilitatea de a reduce turaYia arborelui condus: şi ; dou< cu posibilitatea

de multiplicare a turaYiei arborelui condus: i şi şi dou< scheme pentru mersul

înapoi dintre care una, ,reduc<toare şi una, , acceleratoare.

21Hi

12H

1H2i

21H

i

iHi12

H21

Pentru realizarea unei transmiteri directe a momentului motorului unitatea planetar< se blocheaz< prin intermediul unui ambreiaj cu fricYiune, denumit şi ambreiaj de blocare.

Fig.4.43. Blocarea unităĠii

planetare

În figura 4.43 este prezentat< o schem< cinematic< a unit<Yii planetare simple cu angrenare mixt< la care ambreiajul de blocare, A, este introdus între arborii 1 şi 3 ai roYilor centrale 2 şi 4. La trecerea unit<Yii planetare în priz< direct<, ambreiajul de blocare precum şi arborii roYilor centrale 1 şi 3 se solidarizeaz< formând, din punct de vedere cinematic, un tot unitar.

In aceast< poziYie, momentul arborelui 1 se transmite la arborele 3 prin dou< circuite şi anume :

-roat< central< 2- sateliYii 5 –braYul portsatelit H şi - ambreiaj de blocare A- roat< cental< 4- sateliYi 5- braYul portsatelit H.


140

Tabelul 4.3

CombinaĠii de montare a elementelor unităĠii planetare cu angrenare mixtă FuncĠia elementelor Raportul de transmitere Nr.

crt. Schema de

utilizare Conducător Condus Fix Valoare Limite 1

1 2 0

2

1H12 ii −=

ωω

= 1i H

12 −>

2

2 1

H

0

2H21 i

1

1i −=

ωω

= 0i1 H21 <≤−

3

1 H ∞<≤ 2H1i2

4

H 1

2

0<2

1i2

1H ≤

5 2 H

2i1 1H2 <<

6

H 2

1

1i2

1 12H <<

0H

12H1 i1i +=

ωω

=

01

H21H i1

1i

+=

ωω

=

0

0

H

21H2 i

i1i

+=

ωω

=

0

0

2

H12H i1

ii

+=

ωω

=

Cutii de viteze

141

De la braYul portsatelit, printr-un singur circuit, momentul se transmite

arborelui 3. Astfel, prin blocarea mecanismului planetar, toate vitezele unghiulare de

rotaYie sunt egale iar raportul de transmitere este i = 1. In tabelul 4.4 se dau relaYiile pentru calculul cinematic al unit<Yilor

planetare din figurile 4.41 b şi c.

Tabelul 4.4 RelaĠii cinematice pentru calculul unităĠilor planetare utilizate în

construcĠia cutiilor de viteze

Schema unit<Yii planetare

Legea de transmitere RelaYii pentru determinarea vitezelor unghiulare de rotaYie

( )

51

240

02301

RR

RRicu

,0ii1

⋅⋅

=

=⋅ω+ω+−ω

( )( )

( )0

2013

10

30

02

02301

i1

1i

i

1

i

i1

ii1

+⋅ω⋅+ω=ω

ω−ω+

=ω

⋅ω−ω⋅+=ω

( )( )

=ω⋅+ω⋅+−ω=ω⋅+ω⋅+−ω

0ii1

0ii1

3024022

3014011

2

302

1

301 R

Ri;

R

Ricu ==

( )( )

30201

214

3024022

3014011

ii

ii1

ii1

ω+−ω−ω

=ω

ω⋅−ω⋅+=ωω⋅−ω⋅+=ω

4.3.2. ConstrucĠia cutiilor de viteze planetare

In constructia cutiilor de viteze unitatea planetar< nu se poate folosi în

forma prezentat<, deoarece nu se poate schimba destinaYia elementelor, ci se folosesc combinaYii de mai multe astfel de grupe. Cuplarea treptelor de viteze în cazul cutiilor de viteze planetare se realizeaz< cu ambreiaje polidisc şi cu frâne cu band<. Ambreiajele polidisc se folosesc pentru solidarizarea în rotaYie a dou< elemente ale cutiei cu vitez< aflate în mişcare relativ< de rotaYie, iar frânele cu band< pentru legarea la baz< a elementelor fixe.

Utilizarea elementelor cu fricYiune pentru cuplarea treptelor de vitez< asigur<, prin progresivitatea cuplarii, schimbarea f<r< şoc, demarajul lin al automobilului; de asemenea, dispare necesitatea ambreiajul principal şi a sincronizatoarelor, iar procesul de schimbare al treptelor este mult simplificat.

Cutiile de vitez< planetare asigur< posibilitatea cupl<rii rapoartelor de transmitere f<r< întreruperea fluxului de putere pentru autopropulsare şi dau o


142

durabilitate sporit< construcYiei, datorit< rigidit<Yii mari a arborilor şi datorit< num<rului mare de dinti aflaYi simultan in angrenare.

In schimb, cutiile de viteze planetare au o construcYie mai complicat< care implic< costuri mai ridicate şi intreYinere pretenYioas<.

In figura 4.44 se prezint< schema de organizare cinematic< şi schema de funcYionare a cutiei de viteze planetare ZF tip 4HP18Q, destinat< a echipa, împreun< cu un convertizor hidraulic de cuplu, autoturismele Peugeot 605 şi Citroen XM, organizate dup< soluYia “totul faY<” cu dispunere transversal< a echipamentului de tracYiune. Cutia de viteze planetar< este compus< din grupul planetar dublu (tip Ravigneaux), completat cu frânele multidisc F1 şi F2, frâna cu

band< FB, şi cuplajele unisens, tip roat< libera, RL1 şi RL2. În compunerea grupului planetar se deosebesc urm<toarele elemente: roYile planetare 2,4 si 7, sateliYii 2 şi 3 şi braYul sateliYilor 7.

Prin completarea schemei cinematice de mai sus cu un grup planetar simplu cu angrenare mixt<, s-a obYinut cutia de viteze ZF tip 5HP18, capabil< s< realizeze cinci trepte de mers înainte şi una de mers înapoi. Cutia de viteze 5HP18 este destinat< autoturismelor BMW-320/325, organizate în soluYie clasic<. In figura 4.45 se prezint< o vedere a cutiei de viteze 5HP18, completat< cu schema cinematic< de organizare şi cu schema de funcYionare.

Comanda schimb<rii treptelor se realizeaz< hidraulic, printr-un sistem automat de schimbare, condus de un calculator de bord, care autoadapteaz< rapoartele de transmitere în funcYie de conditiile autopropuls<rii prin trei programe de conducere: normal, economic şi sportiv.

Fig. 4.44 Cutie de viteze planetară cu 4 +1

trepte de viteză tip ZF 4HP18:

Hidroconvertizorul, care înpreun< cu cutia de viteze planetar< formeaz< o transmisie hidromecanic< serie, la viteze de peste 85 km/h se blocheaz<, situaYie în care adaptarea fluxului de putere pentru autopropulsare se realizeaz< numai în cutia mecanic< de viteze.

Cutii de viteze

143

Fig. 4.45 Cutie de viteze planetară cu 5 +1 trepte de viteză, tip ZF 5HP18:

a-vedere generală; b-schema cinematică de organizare; c- schema de funcĠionare


144

4.4.Transmisii mecanice cu variaĠie continuă a

raportului de transmitere

4.4.1. GeneralităĠi

Transmisiile ce au în componenY< cutii de viteze mecanice în trepte ofer< maxim cinci sau şase rapoarte de transmitere, ceea ce determin< rezolvarea în mod incomplet, discontinuu şi frecvent neeconomic a adapt<rii motorului la cerinYele autopropuls<rii autoturismului. Utilizarea cu eficienY< maxim< a performanYelor sursei energetice este posibil< numai prin utilizarea unei cutii de viteze cu variaYie continu< a raportului de transmitere. Transmisiile mecanice cu variaYie continu< a raportului de transmitere, denumite CVT (Continuously Variable Transmission) au în componenYa lor pe lâng< mecanismele clasice de adaptare şi transfer al fluxului de putere, convertizoare mecanice de cuplu cu variaYie continu< a raportului de transmitere. Variatoarele (convertizoarele) mecanice utilizate în ansamblul CVT sunt sisteme mecanice în care transformarea succesiv< a energiei se face în cadrul aceleeaşi forme de energie, energie mecanic<, din energie mecanic< a mişc<rii de rotaYie în energie mecanic< a mişc<rii de translaYie, care, la rândul ei, se retransform< în mişcare de rotaYie. Variatoarele mecanice ce intr< în componenYa CVT destinate autoturismelor sunt bazate pe principiul transmiterii fluxului de putere între unitatea de intrare şi unitatea de ieşire printr-un element de leg<tur<, rigid sau flexibil, care, prin modificarea poziYiei faY< de aceste dou< elemente determin< modificarea raportului de transmitere. Singura soluYie aplicat< în producYia de serie este cea a convertizoarelor cu fulii de diametru variabil, cu element intermediar flexibil, continuu sau articulat. Dac< la începuturile automobilului transmisiile cu variaYie continu< (CVT) au fost agreate de constructori pentru simplitatea constructiv<, oferit< de evitarea utiliz<rii angrenajelor de roYi dinYate, ast<zi sunt impuse de potenYialul lor în optimizarea funcYion<rii globale a grupului motopropulsor, de confortul oferit în conducere şi de disponibilit<Yile de conlucrare cu surse energetice alternative (motor termic- motor electric) în cazul propulsiei hibride. Prin utilizarea transmisiei cu variaYie continu< se obYin:

•îmbun<t<Yirea performanYelor dinamice şi de consum, în special în regimurile tranzitorii, prin adoptarea din domeniul de reglare a raportului optim de transmitere;

•sporirea duratei de utilizare a motorului prin transmiterea fluxului de putere în mod continuu; •ameliorarea confortului în conducere prin automatizarea cupl<rii ambreiajului şi a schimb<rii rapoartelor de transmitere;

•îmbun<t<Yirea controlului emisiilor poluante şi reducerea nivelului de zgomot. Pentru a fi adaptabil autoturismelor, acest tip de transmisie trebuie s< r<spund< urm<toarelor cerinYe:

Cutii de viteze

145

•s< ofere o gam< de reglare comparabil< (sau superioar<) transmisiilor clasice, mecanice în trepte, cu comand< manual< sau automat<; •s< transmit< puteri mari în condiYii de randament maxim; •s< fie compacte, pentru ca într-un ansamblu de transmisie monobloc (ce reuneşte într-un carter comun toate componentele) s< poat< echipa autoturisme cu echipamentul de tracYiune organizat în varianta totul faY< transversal; •s< ofere ansamblului transmisiei o fiabilitate comparabil< cu soluYiile clasice; •s< implice costuri minime de fabricaYie şi de exploatare;

•s< necesite un sistem de comand< şi de reglare simplu, fiabil şi compatibil cu celelalte sisteme incluse în construcYia autoturismelor: injecYia de benzin<, sistemul de prevenire a bloc<rii roYilor la frânare (ABS) etc.

Tipuri de variatoare pentru transmisii mecanice cu variaYie continu< a raportului de transmitere aplicate în domeniul autoturismelor sunt prezentate în fig.4.46.

SoluYiile folosite pentru producYia de serie sunt dezvoltate din variatorul cu fricYiune cu fulii de diametru variabil VDT (Van Doorne's Transmissie), cu element intermediar de transmisie flexibil de tip cureaua metalic< (MVB), sau lanY Borg Warner Automotive. PreYul sporit de fabricaYie al curelei, capacitatea portant< limitat< şi monopolul asupra acestui element de transmisie au determinat în ultimele dou< decenii intense cercet<ri din partea unor constructori consacraYi (G.C.I.-Gear Chain Industrial b.v.- în Olanda, Morse în SUA, P.I.V.Reimers şi LUK/Temic în Germania), pentru dezvoltarea de noi elemente de transmisie de tip articulat (lanYuri) pentru aceste variatoare.

Variatoarele toroidale cu corpuri intermediare rigide (Torotrak), deşi au r<mas în stadiu experimental, prin avantajele pe care le prezint< - capacitate portant<, funcYionare f<r< vibraYii, compactitate, etc. - pot constitui un potenYial concurent, mai ales în domeniul clasei superioare de motorizare.

a. Parametrii cinematici ai transmisiilor mecanice continui. Raportul de transmitere şi gama de reglare sunt parametrii cinematici specifici ai variatoarelor. Raportul de transmitere al variatorului mecanic cu fulii de diametru variabil şi cu element intermediar trapezoidal (fig. 4.47), este dat de relaYia:

1

2

2

1

R

R

ωi =

ω= (4.18)

în care: ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de rotaYie ale arborilor conduc<tor şi respectiv condus; R1 şi R2 – razele medii de dispunere a curelei pe fuliile cinduse, respectiv conduc<toare. Gama de reglare a raportului de transmitere este definit< ca raport între viteza unghiular< maxim<, ωmax şi viteza unghiular< minim<, ωmin, posibile ale fuliei conduse a variatorului.

Gama de reglare este dat< de relaYia:

min

max

min

max

min

max

min

max

min

maxR R

R

R

R

i

iG

2

1

1

2

2

2

1

1

2

2 ⋅==ωω

⋅ωω

=ωω

= (4.19)


146

Fig

4.4

6.C

lasi

fica

rea

tran

smis

iilo

r m

ecan

ice

cu v

ariaĠie

con

tinuă

a ra

port

ului

de

tran

smit

ere

Cutii de viteze

147

sau, pentru fulii identice, variator duo-simetric ( maxmax RR 12 = şi ): maxmin RR 21 =

2

2

1

2

1

2

=

=

min

max

min

maxR R

R

R

RG (4.20)

Fig. 4.48. RelaĠii între parametrii

fluxului de putere.

Fig.4.47. Definirea raportului de transmitere.

RelaYia între parametrii variatorului: putere, moment, turaYie şi gam< de reglare este prezentat< în figura 4.48. Dac< parametrii fluxului de putere aplicat p<rYii conduc<toare (primare) sunt M

1 şi ω1, atunci, parametrii similari ai fuliei

conduse (secundare) sunt:

;G

;GMMR

minRmax1

212

ω=ω⋅= .G;

G

MM Rmax

R

min ⋅ω=ω= 121

2

Transmisiile cu variaYie continu< existente ast<zi pe piaY< utilizeaz< dou< tipuri de elemente intermediare de transmisie: cureaua metalic< Van Doorne şi lanYul Borg Warner. Deosebirea esenYial< între cele dou< elemente flexibile de transmisie ale variatorului cu fulii de diametru variabil o reprezint< modul de funcYionare : în timp ce cureaua metalic< VDT transmite forYa util< prin ap<sare (comprimare), lanYul BWA o transmite clasic, prin tracYiune.

4.4.2. Tipuri constructive de transmisii mecanice continui a) Transmisia CTX-Ford France. Transmisia cu variaYie continu< CTX (fig.4.49), este fabricat< în uzinele Ford France din Bordeaux şi este rezultatul


148

colabor<rii şi studiilor firmelor Van Doorne's Transmissie, Ford, Fiat, Volvo şi Borg Warner. Ea reprezint< prima soluYie tehnic< aplicat< din anul 1987 la producYia de serie; este produs< în peste 700000 unit<Yi, iar datorit< calit<Yilor, transmisia se menYine şi acum în actualitatea construcYiei de autoturisme.

Fig. 4.49. Transmisia CTX-Ford France

Variantele constructive ale transmisiei acoper< motoriz<ri cu motoare cu

ardere intern< cu aprindere prin scânteie ce dezvolt< puteri de pân< la 80 kw cu turaYii maxime de pân< la 5500 rot/min şi moment maxim între 100…145 Nm la 2500…4000 rot/min. Datorit< construcYiei compacte şi a dimensiunilor reduse, transmisia este compatibil< cu compartimentul motor al autoturismelor de clasa medie cu grup motopropulsor amplasat transversal în faY<. Aceast< transmisie echipeaz< autoturisme Ford Fiesta, Ford Escort , Ford Orion precum şi Fiat Uno, Fiat Tipo şi Fiat Tempra. In figura 4.50 se prezint< secYiunea principal< şi schema de organizare cinematic< pentru transmisia CTX Ford-France.

P<rYile principale ale transmisiei sunt: • mecanism inversor, format din mecanismul planetar diferenYial 1 cu

ambreiajul de cuplare 2, pentru mers înainte, şi ambreiajul de cuplare 3, pentru mersul înapoi;

Cutii de viteze

149

Fig.4.50. SecYiunea principal< şi schema de organizare a transmisiei CTX-Ford France


150

• variatorul de turaYie cu curea metalic<, format din ansamblul fuliei primare 4, cureaua metalic< 5 şi ansamblul fuliei secundare 6;

• mecanismele puntii motoare: 7- transmisie principal< sub forma transmisiei finale şi 8 - diferenYial.

Cuplarea ambreiajelor şi modificarea poziYiei relative dintre fulii, pentru modificarea raportului de transmitere, se efectueaz< hidrostatic.

Mecanismul inversor (fig. 4.51) asigur< cuplarea şi decuplarea motorului de transmisie şi inversarea sensului de rotaYie (mersul înapoi) . Este constituit dintr-o unitate planetar< simpl< cu angrenare mixt< şi cu sateliYi dubli 3 (pentru obYinerea aceluiaşi sens de rotaYie al roYilor planetare 1 şi 2). Elementul conduc<tor este braYul portsateliYi 4, iar elementul condus este axul roYii planetare 1, care face parte din ansamblul fuliei primare (motoare) a variatorului.

Selectarea sensului de deplasare se face cu ajutorul a dou< ambreiaje de blocare A1 şi A2. Ambreiajul de mers înainte (A1) realizat< blocarea unit<Yii planetare (priz< direct<) prin legarea braYului portsatelit 4 de arborele roYii planetare condus< 1 (al variatorului). Ambreiajul de mers înapoi (A2) realizeaz< imobiliza coroanei 2 a mecanismului planetar în raport cu carterul 5 al transmisiei, astfel încât autoturismul este angajat în mers înapoi.

Fig. 4.51. FuncĠionarea inversorului:

a-mes înainte; b-mers înapoi

Pentru reducerea gabaritului radial al ambreiajelor sunt utilizate discuri multiple, care funcYioneaz< în ulei. Strângerea pachetului de discuri se realizeaz< hidraulic. In faza de mers în gol a motorului (ralenti) şi în faza de demaraj a atoturismului (pentru evitarea şocurilor), ambreiajul lucreaz< ca un cuplaj cu

Cutii de viteze

151

alunecare (patinare) controlat<; o circulaYie de ulei ce traverseaz< canelurile discurilor conduc<toare este prev<zut< pentru a prelua o cantitate din c<ldura degajat< prin frecare şi deci de a evita supraînc<lzirea ambreiajului. FuncYionarea ambreiajului este total automatizat< prin comanda hidraulic<, astfel încât nu este necesar< interveYia conduc<torului.

Variatorul .Variatorul transmisiei CTX-Ford France este produs de firma Van Doorne's Transmissie şi utilizeaz< o curea de 24 mm. Caracteristicile principale ale variatorului sunt: raportul maxim de transmitere 2,47, raportul minim de transmitere 0,445, gama de reglare 5,55.

Variatorul Van Doorne (fig.4.52) se compune din dou< fulii, ale c<ror flancuri conice au ecartamentul variabil, legate de o curea metalic< trapezoidal<.

Fulia motoare (primar<) este format< din dou< semifulii coaxiale, semifulia 1 fix< pe arborele primar al transmisiei şi semifulia 2 mobil<, culisant< axial pe canelurile arborelui primar. Flancurile celor dou< semifulii constituie un canal circular în "V" corespunz<tor formei trapezoidale a elementului intermediar. In spatele flancului semifuliei mobile, este sertizat< o piesa cilindric< din tabl< ce constituie c<masa cilindrului hidraulic primar 3. Acest cilindru este închis de un piston din tabl< ambutisat<. La creşterea presiunii uleiului din cilindru, semifulia mobil< 2 se deplaseaz< axial în sensul de micşorare a ecartamentului dintre flancuri. Fulia condusã (secundar<), compus< din semifulia fix< 4, comun< cu arborele secundar al variatorului şi semifulia mobil< 5, solidarizat< de cilindrul hidraulic secundar 6, este similar< în concepYie şi dimensiuni cu fulia motoare. In plus construcYia

prevede în cilindru un arc elicoidal 7 ce tinde s< apropie flancurile celor dou< semifulii în lipsa presiunii din sistemul hidraulic.

Fig. 4.52. Variatorul transmisiei CTX Ford France

Leg<tura între fuliile conduc<toare şi conduse se face prin elementul intermediar flexibil, inextensibil, reprezentat de cureaua 8. Datoritã distanYei fixe dintre arborii primar şi secundar şi datorit< lungimii invariabile a curelei, creşterea ecartamentului între flancurile uneia dintre fulii, trebuie s< fie compensat< prin micşorarea pe cealalt< fulie şi reciproc (variator


152

duo). Modificarea raportului de transmitere la variatoarele de acest tip se face prin reglarea în opoziYie prin deplasare în diagonal< a semifuliilor mobile (simetric). Raportul maxim de transmitere (fig. 4.53, a) este obYinut la un ecartament maxim al flancurilor fuliei primare (motoare) şi minim al flancurilor fuliei conduse. Raportul minim (fig. 4.53, b) este obYinut procedându-se în sens invers.

a) b)

Fig.4.53. Reglarea raportului de transmitere:

a-raport maxim; b-raport minim

Cureaua metalică -MVB (Metal V Belt), elementul specific construcYiei, a fost dezvoltat< dup< anii '70 de dr. Hub Van Doorne. În construcYia sa evoluat<, cureaua metalic< produs< de firma olandez< VAN DOORNE’S TRANSMISSIE (fig.4.54), este constituit< din elemente transversale 1 - eclise - montate cu ajutorul a douã pachete de benzi 2 de înalt< flexibilitate. Rolul principal al celor dou< pachete de benzi este de a asigura forYele de pretensionare în vederea transmiterii forYei utile şi de a asigura ghidarea ecliselor la transferul acestora de la fulia primar< la fulia secundar<. Momentul transmis de acestea este nesemnificativ (4% din valoarea momentului total).

Elementele motoare ale curelei MVB sunt eclisele transversale, care se g<sesc în contact cu fuliile variatorului. O particularitate funcYional< a curelei metalice o constituie modul de transmitere a forYei utile; spre deosebire de curelele clasice din elastomeri armaYi şi lanYuri, la care forYa util< solicit< ramura motoare la tracYiune, în cazul curelei MVB ramura motoare este solicitat< la comprimare.

Cutii de viteze

153

Fiecare dintre cele dou< pachete de benzi are în componenY< câte zece elemente. Benzile de oYel au o grosime de aproximativ 0,18 mm şi rezist< la o înc<rcare de 1,5...2 ori mai mare decât cea dat< de forYa util< din curea . Num<rul şi grosimea benzilor au un rol important în flexibilitatea şi capacitatea portant< a curelei. Pentru a conferi curelei o flexibilitate mare în condiYii de înc<rcare maxim< şi de durabilitate convenabil< lanYurilor cinematice rigide de roYi dinYate, constructorul a adoptat ca material un oYel utilizat în tehnica spaYial<: maraging. Din motive de randament maxim şi zgomot minim în funcYionare pachetul de eclise transversale este Yinut permanent la o anumit< forY< de ap<sare exercitat< de pachetele de benzi. Reglarea raportului de transmitere şi a tensiunii în curea se fac pe cale hidraulic<, în funcYie de parametrii de reglare : turaYia şi sarcina motorului, raportul instantaneu de transmitere şi poziYia levierului selector, prin intermediul c<ruia conduc<torul impune una dintre situaYiile de funcYionare : P-parcare; R-mers înapoi; N-punct mort; D-mers înainte; L-înainte cu frân< de motor.

Fig. 4.54. Curea metalică

VAN DOORNE’S TRANSMISSIE

Sistemul hidraulic de reglare a variatorului (fig.4.55), cuprinde: cama 1, legat< prin cablu la pedala de acceleraYie; supapa de reglare a presiunii 2, supapa de reglare a raportului de transmitere 3, sistemul mecanic 4, ce ofer< informaYii asupra raportului instantaneu de transmitere; tubul PITOT 5, ce m<soarã turaYia fuliei motoare (primare); pompa de ulei 6, antrenat< direct de motor, ce absoarbe uleiul din carterul 8 prin filtrul 7; cilindrii hidraulici, primar 10 şi secundar 9.

Fig.4.55. Sistemul hidraulic de reglare a variatorului


154

Transmisia principal< are acelasi rol ca la transmisiile mecanice în trepte.

Necesitatea limit<rii dezvolt<rii radiale a fuliilor variatorului determin< pentru transmisia principal< valori superioare cazului transmisiilor în trepte.

Sistemul de comand< şi reglare. FuncYionarea CVT necesit< cuplarea progresiv< a unuia din ambreiaje pentru pornirea din loc, apoi asigurarea presiunii axiale asupra lui în mers; pe de alt< parte este necesar< exercitarea unei presiuni axiale asupra flancurilor mobile ale variatorului pentru realizarea raportului de transmitere dorit şi pentru transmiterea integral< a momentului furnizat de motor. Toate aceste acYion<ri consum< energie hidraulic< furnizat< de un sistem hidraulic aflat sub presiune, controlat de o unitate hidraulic< de comand< (UHC), funcYie de parametrii de comand<. Uleiul, de tip ATF (Automatic Transmission Fluid), este aspirat de c<tre o pomp< cu roYi dinYate din baia de ulei a transmisiei prin intermediul unui filtru de ulei; pompa alimenteaz< unitatea hidraulic< de comand< (UHC) şi asigur< ungerea componentelor transmisiei. Autoturismul este prev<zut cu un schimb<tor de c<ldur< ULEI-AER. Dou< conducte flexibile leag< schimb<torul de Unitatea Hidraulicã de Comanda

(UHC), care autorizeaz< circulaYia uleiului la dep<şirea temperaturii de 60o. Unitatea hidraulic< de reglare şi control este "creierul" transmisiei; ea primeşte informaYiile conYinând parametrii de reglare şi comand< în consecinY< fluidul hidraulic c<tre elementele de acYionare ale ambreiajelor şi variatorului. Schema de comand< şi control urm<reste interconexiunile funcYionale reprezentate în figura 4.56. Sunt evidenYiate principalele atribuYii ale unit<Yii hidraulice de comand<: acYionarea ambreiajelor, reglarea raportului de transmitere şi reglarea tensiunii în curea.

b.Transmisia cu variaĠie continua ECVT- Subaru. Transmisia cu variaYie continu< ECVT (Electronic Continuously Variable Transmission) a fost dezvoltat< firma Fuji Heavy Industries (Subaru) pe baza studiilor şi experiment<rilor f<cute cu firma Van Doorne's Transmissie. Este destinat< echip<rii autoturismele de clasa mic<, cu motorul amplasat transversal, cu o cilindree cuprins< între 0,5...1,3 litri, cu moment maxim la intrare de 100 Nm la 3500-4000 rot/min. De la începutul fabricaYiei (1987), transmisia a echipat autoturisme SUBARU (Justy, Rex), LANCIA (Y10), FIAT (Panda, Punto) şi NISSAN (Micra). In figura 4.57 se prezint< secYiunea principal< şi schema cinematic< de organizare a transmisiei cu variaYie continua ECVT-Subaru.

Transmisia ECVT utilizeaz< variatorul cu curea metalic< VDT. ConstrucYia transmisiei şi montajul pe autoturism sunt asem<n<toare transmisiei CTX-Ford France. DiferenYa între cele dou< transmisii este legat< de ansamblul ambreiaj şi inversor. La varianta ECVT-Subaru, constructorul a utilizat un ambreiaj electromagnetic cu pulbere, iar inversorul este realizat cu angrenaje cilindrice cu dinYi inclinaYi şi axe fixe. Comanda ambreajului se face electronic, iar cea a inversorului pe cale mecanic<.

Cutii de viteze

155

Fii

g.4

.56

. Sch

ema

de

com

and<

şi c

ontr

ol a

tran

smis

ieC

TX

-For

d F

ranc

e


156

Fig.4.57. SecYiunea principal< şi schema de organizare a transmisiei ECVT- Subaru

Cutii de viteze

157

Schema cinematic< evidenYiaz< principalele componente parcurse de fluxul de putere furnizat de motor: ambreiaj electromagnetic1, mecanism inversor 2, variator de turaYie cu curea metalic<, format din ansamblul fuliei primare 3, cureaua metalic< 4 şi ansamblul fuliei secundare 5, şi mecanismele punYii motoare 6. Ambreiajul (fig.4.55), ca prim< component< a transmisiei, face leg<tura între volantul motorului şi inversor, realizând funcYiile de cuplare – decuplare impuse de condiYiile de utilizare ale automobilului. Ambreiajul este un ambreiaj electromagnetic cu pulbere. Partea conduc<toare, constituit< dintr-o arm<tur< de oYel moale 1 este fixat< pe volantul motorului; partea condus< este electromagnetul inelar, compus din carcasa 3, ce înglobeazã bobina de excitaYie 2, şi este fixat< pe arborele condus 4 al ambreiajului, ce constituie şi arborele primar al inversorului. Acest montaj, invers cazului clasic, permite majorarea razei pistei de contact cu pulberea magnetizat< şi, implicit, reducerea gabaritului axial al electromagnetului.

Comanda ambreiajului, asistat< electronic de un microprocesor, asigur< o bun< progresivitate la cuplare, cu un consum minim de energie. In stare cuplat< cele dou< p<rYi ale ambreiajului sunt solidarizate prin pulberea magnetizat<. Deculparea se face prin inversarea polarit<tii curentului de alimentare a bobinei. Patinarea este controlat< printr-un efect feedback prin detectarea turaYiei motorului, pentru a evita supraturarea în anumite situaYii. In pozitia cu motorul la mers in gol, câmpul magnetic este nul şi leg<tura mecanic< motor-transmisie este intrerupt<.

Fig.4.58 Ambreiaj electormagnetic cu

pulbere

Fig.4.59. Inversorul transmisiei

ECVT- Subaru

Comanda electronic< utilizeaz< traductori care indic<: turaYia motorului, şi pozitiile levierului selector, pedalei de acceleraYie şi comenzii demarorului.


158

O parte dintre traductori deservesc şi injecYia electronic< de benzin<. Inversorul (fig.4.59) are rolul de a conferi autoturismului posibilitarea deplas<rii obYionale “înainte” sau “înapoi”. El conYine un mecanism de cuplare cu sincronizare de tip Borg Warner cu blocare, similar celui utilizat la cutiile de viteze mecanice. PoziYia “înainte” se obYine când mufa 3 a sincronizatorului, deplasat< axial spre stânga, cupleaz< direct arborele 1 cu arborele 2 (priz< direct<). PoziYia “înapoi” se obYine când, prin deplasarea spre dreapta a mufei 3 a sincronizatorului, se realizeaz< intrarea în funcYiune a lanYului cinematic al roYilor dinYate 4-5-6-7-8 Pozitia manşonului de culpare este impus< de o comand< mecanic<, cu cablu.

Variatorul transmisiei este produs de firma Van Doorne's Transmissie şi este similar construcYiei CVT-Ford France.

4.5. Elemente de calculul cutiilor de viteze

Calculul cutiilor de viteze urm<reşte determinarea parametrilor acestora pentru obYinerea, din faza de proiectare, a unor calit<Yi dinamice şi economice optime pentru automobilul respectiv.

Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea şi verificarea angrenajelor, dimensionarea şi verificarea arborilor, calculul rulmenYilor, dispozitivelor de cuplare a treptelor şi calculul elementelor mecanismului de acYionare.

4.5.1. Dimensionarea angrenajelor Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea

geometrico-cinematic<, verificarea de rezistenY< şi verificarea durabilit<Yii. a) Dimensionara geometrico-cinematică. Aceast< etap< cuprinde

determinarea num<rului de dinYi ai roYilor care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanYei între axe şi a elementelor geometrice ale roYilor şi angrenajelor.

Proiectarea cutiei de viteze este precedat< de un studiu al soluYiilor similare de cutii de viteze, utilizate la automobilele din segmentul concurenYial în care urmeaz< a se include automobilul proiectat. In aceste condiYii, pentru calculele de predimensionare se recomand< ca pentru modulul danturii roYilor dinYate s< se adopte valori similoare celor ale tipurilor similare, existente şi care s-au dovedit corespunz<toare. Pentru orientarea alegerii, în figura 4.60 se prezint< o diagram< a valorilor pentru modulul normal, cunoscând valoarea momentului la arborele secundar prin reducerea momentului maxim al motorului în prima treapt< de viteze (Mc=MM

. icv1) şi tipul şi destinaYia automobilului. Pentru o valoare a momentului de calcul determinat, diagrama ofer< un şir

de valori posibile ale modului normal.

Cutii de viteze

159

Fig.4.60. Valori recomandate pentru predimensionarea modulului

Valorile spre limita inferioar< se vor alege la cutiile de viteze de

autoturisme, unde se impun dimensiuni de gabarit cât rnai mici şi funcYionare cât mai silenYioas<, iar valorile superioare (datorit< capacit<Yii m<rite de înc<rcare a dinYilor) se vor alege pentru automobilele ce funcYioneaz< în condiYii grele de exploatare (automobile de teren).

Valoarea aleas< pentru modulul normal trebuie s< se reg<seasc< în şirul de valori normalizate în STAS 821-82 pentru modulele normale ale roYilor cilindrice. Valoarea definitiv< a modulului se va stabili pe baza unui calcul de verificare a danturii.

Determinarea distanYei dintre axe şi a num<rului de dinYi ai roYilor dinYate se face Yinând seama de:

•realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condiYiile de conlucrare motor-transmisie, având în vedere faptul c< roYile dinYate au un num<r întreg de dinti;

• obYinerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a num<rului minim de dinYi admisibil.

Pentru determinarea distanYei dintre axe şi a num<rului de dinYi, în figura 4.61 se prezint< o schem< cinematic< simplificat< a unei cutii de viteze cu trei arbori.

Un raport de transmitere al cutiei icvk este alc<tuit< din dou< rapoarte de transmitere icvk = ip

..ik, unde ik este raportul de transmitere al angrenajului de roYi zk,,

, dispuse pe arborii intermediar a'kz

'pz

i şi secundar as, pentru realizarea treptei k, iar ip

raportul de transmitere al angrenajului permanent format din roYile dinYate zp şi , dintre arborele primar ap şi arborele intermediar ai.


160

Constructiv, obYinerea distanYei minime dintre axe este posibil< când pentru raportul de transmitere al angrenajului permanent se adopt< valoarea

1cvp ii = , unde icv1 este raportul de

transmitere al cutiei de viteze în prima treapt<.

Fig.4.61.Schema simplificata a cutiei de viteze cu trei arbori

In aceste condiYii, cea mai mic< roat< este pinionul conduc<tor al angrenajului permanent, zp. Pentru roata zp valoarea minim< a num<rului de dinti este:

1417 3 ≥β= cosz minp (4.21)

Cunoscând raportul de transmitere al angrenajului permanent se poate

determina num<rul de dinYi ai roYii conduse de pe arborele intermediar: 'pz

pp'p izz ⋅= (4.22)

DistanYa între axe A se stabileşte Yinând cont de num<rul de dinYi al roYilor pentru angrenajul permanent şi de modul cu relaYia :

( )

p

'pp

cos

zzmA

β⋅

+⋅=

2, sau

( )p

pp

cos

izmA

ω⋅

+⋅=

2

1, (4.23)

unde m este modulul normal; pβ - unghiul de înclinare al danturii angrenajului

permanent. Xinând seama de faptul c< distanYa între arbori este egal< pentru toate

angrenajele cutiei dc viteze se poate scrie :

( )

p

pp

cos

izmA

β⋅

+⋅=

2

1=

( )1

11

2

1

β⋅+⋅

cos

izm=…=

( )k

kk izm

β⋅+⋅

2

1 (4.24)

de unde zp….zk reprezint< num<rul de dinYi al roYilor de pe arborele intermediar. Din relaYia (4.23) se obYine:

( )1

11 1

2

im

cosAz

+⋅β⋅

= ;….. ( )k

kk im

cosAz

+⋅β⋅

=1

21 (4.25)

în care: β reprezint< unghiurile de înclinare ale dinYilor roYilor dinYate ale

angrenajelor succesive 1…k dintre arborii întermediar şi secundar pentru realizarea treptelor de vitez<.

k...β1

Având determinat num<rul de dinYi al roYilor de pe arborele intermediar şi cunoscând rapoartele de transmitere, se determin< num<rul de dinYi al roYilor de pe arborele secundar :

1

111 1

2

i

i

m

cosAz '

+⋅

β⋅= ;…

k

kk'k i

i

m

cosAz

+⋅

β⋅=

1

2 (4.26)

Cutii de viteze

161

Xinând seama de faptul c< numerele de dinYi trebuie s< fie întregi, valorile date de relaYiile (4.25), (4.26) se rotunjesc la numere întregi, astfel încât rapoartele de transmitere s< se apropie cât mai mult de valorile determinate prin calculul de tracYiune.

Ca urmare a rotunjirii la întregi a numerelor de dinYi ai roYilor ce formeaz< angrenajele cutiei, distanta între axe se modific< pentru fiecare angrenaj.

P<strarea neschimbat< a distanYei între axe în urma rotunjirii num<rului de dinYi se face prin dou< metode şi anume prin deplasarea profilului, sau prin corijarea unghiului de înclinare al danturii.

Prin deplasarea profilului se obYine, în afara realiz<rii distanYei între axe impuse, o sporire a capacit<Yii portante la încovoiere a danturii şi la presiunea de contact a flancurilor, reducerea alunec<rii dintre flancurile roYilor în angrenare (deci se reduce intensitatea uzurii) ; creşterea gradului de acoperire al angrenajului.

M<rimea deplas<rii ,∆ A, pentru corijarea distanYei între axe, este :

( )rr kk

f'zz

mAA +−=∆±

2 (4.27)

unde zkr şi z’kr sunt valorile, rotunjite la întreg, ale numerelor de dinYi ai roYilor zk şi z’k

Corijarea unghiului de înclinare al danturii se face cu relaYia :

mA

zzcos

'krkr ⋅

+=β

2 (4.28)

La alegerea înclin<rii danturii roYilor, pentru obYinerea unor înc<rc<ri c<t mai mici axiale pentru arborele intermediar se va avea în vedere şi relaYia (4.2), referitoare la desc<rcarea arborelui intermediar de forYe axiale.

Pentru roYile dinYate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, procedând dup< metodologia de mai înainte numerele de dinYi ale roYilor de pe arborele primar sunt date de relaYia:

( )cvk

kk im

cosAz

+⋅β⋅

=1

2, (4.29)

iar pentru cele ale arborelui secundar :

( )cvk

cvkkk im

icosA'z

+⋅⋅β⋅

=1

2, (4.30)

unde icvk este raportul de transmitere al treptei k de vitez<. La cutiile de vitez< cu trei arbori şi treapt< de suprapriz<, cea mai mic<

roata este roata, de pe arborele secundar, a angrenajului treptei de suprapriz<. In acest caz, determinarea distanYei dintre axe se face prin adoptarea pentru aceast< roat< a num<rului minim de dinYi.

Cunoscând modulul normal, unghiul de înclinare al danturii şi num<rul de dinYi, se pot determina elementele geometrice ale roYilor dinYate şi ale angrenajelor. Calculul geometric şi cinematic se efectueaz< conform STAS 12223 - 84 referitor la angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi înclinate în evolvent<.


162

Simbolurile şi termenii folosiYi în continuare sunt conform STAS 915-80 (tabelul 4.5).

Pe baza datelor iniYiale necesare, specificate în tabelul 4.5, calculul elementelor geometrie ale angrenajelor sunt prezentate în tabelul 4.6.

RelaYiile de calcul şi indicaYiile de aplicare sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşureaz< transcrierea lor direct în programe de calcul automat pentru calculatoare electronice. Calculele geometrice şi cinematice ale angrenajelor trebuie efectuate, de regul<, cu precizie relativ mare. Pentru a evita erori dimensionale de calcul mai mari decit 0,001 mm, se recomand< exprimarea funcYiilor trigonometrice cu o precizie de cel puYin 6…7 cifre zecimale şi realizarea calculelor, în general, cu o precizie similar<. Datele iniYiale privind definirea geometric< a danturilor unui angrenaj pot ap<rea într-una din urm<toarele dou< variante :

-varianta A, care cuprinde în datele iniYiale distanYa între axe, aw; -varianta B, care cuprinde în datele iniYiale coeficienYii normali ai

deplas<rilor de profil xn1 şi xn2. În funcYie de variant<, dup< o prim< secvenY< de calcule, devin cunoscute

aceleaşi elemente, iar calculele devin comune pentru ambele variante. b. Calculul de rezistenĠă al danturii. Este un calcul de

verificare, prin care, pentru momentele de calcul date, cunoscând dimensiunile pieselor în secYiunile de verificat, se determin< efortul unitar real (efectiv), care se compar< cu efortul admisibil al materialului utilizat. Calculul se face pentru solicit<rile statice şi dinamice tranzitorii. In acest caz, calculul angreanjelor se face succesiv:

-în funcYie de momentul maxim al motorului, redus la angrenajul calculat, f<r< s< se ia în considerare sarcinile dinamice ce apar în timpul funcYion<rii. Eforturile unitare reale, obYinute prin calcul, se compar< cu eforturile unitare admise, ele putând fi cel mult egale.

In acest caz, influenYa condiYiilor de funcYionare ale automobilului, respectiv sarcinile dinamice tranzitorii care iau naştere, este luat< în considerare prin stabilirea unor valori mai mici ale eforturilor admise, prin adoptarea unor

coeficienYi de siguranY< mai mari şi atunci: c

rad

σ=σ , unde σr este limitata de

rupere a materialului; -în funcYie de valorile maxime (de vârf) ale momentului de calcul, care ia

în considerare şi solicit<rile dinamice tranzitorii ce apar în timpul funcYion<rii. Valoarea momentului de calcul se stabileşte în funcYie de momentul maxim al motorului MM şi de coeficientul dinamic de inc<rcare dinamic< kd cu relaYia: Mc=Mm

.kd. Având în vedere c< influenYele condiYiilor de exploatare s-au luat în

considerare prin coeficientul de înc<rcare dinamic< kd, eforturile unitare reale (efective), în acest caz, pot fi apropiate de valorile limitei de curgere a materialelor.

Cutii de viteze

163

Tabelul 4.5

Date iniYiale necesare calculului geometric şi cinematic al angrenajelor paralele

cilindrice exterioare cu danturi înclinate în evolvent< Nr. poz.

Denumirea elementului Simbol Formula de calcul sau/şi indicaYia de adoptare

MenYiuni, standarde aferente

4.5.1. Date iniĠiale privind definirea geometrică a danturilor angrenajului 1 Num<rul de dinYi :

- la pinion (1) - la roat< (2)

zl z2

Se indic< prin tem< Se indica prin tem<

2 Modulul normal mn Se indic< prin tem< conform STAS 822-82

Dac< se indic< modulul frontal mt

mn= mt cos β 3 Unghiul de înclinare de

divizare β Se indic< prin tem<

4 Unghiul de presiune de referinY< normal

αn Valoarea standardizat< : αn = 200

STAS 821- 82

5 Coeficientul normal al capului de referinY<

h*an Valoarea standardizat< :

h*an = 200

STAS 821- 82

6 Coefieientul normal al jocului de referinY< la capul dintelui

Valoarea standardizat< : c*

n = 0,25 STAS 821-82

7 Coeficientul normal al în<lYimii de flancare a capului

dintelui

Se indic< prin tem< Se foloseşte ca dat< iYial< numai

la danturi flancate 8 Coeficientul normal a1

adâncimii de flancare a capului dintelui

∆*aFn Recomand<ri în

STAS 821-82 Se foloseşte ca

dat< iniYial< numai la danturi flancate

OBSERVATII: 1. Profilul de referinY< conform STAS 821-82 este profilul în secYiune normal< a cremalierei de referinY<. Dac< parametrii definitorii se adopt< în raport cu profilul frontal, se aplic< relaYiile:

β=

β=β⋅α=α

cos

ch

cos

hh;costgarctg

*t*

n

*at*

antn

2. Datele iniYiale de la poz. 7 şi 8 se indic< numai dac< este cazul. 3. Pentru parametrii de la poz. 4, 5 şi 6 se pot adopta şi alte valori. În asemenea cazuri sunt necesare scule de danturat cu parametrii corespunz<tori (nestandardizaYi). 9A Varianta A :

DistanYa între axe aW Se indic< prin tem<

9B Varianta B : Coeficientul normal de deplasare a profilului:

- la pinion (1) - 1a roat< (2)

xn1 xn2

Conform STAS 6055-83.

Se indic< prin tem< Se indic< prin tem<

10 L<Yimea danturii: - la pinion (1) - 1a roat< (2)

b1

b2


164

Tabelul 4.5 (continuare)Nr. poz.


MenYiuni, standarde aferente

4.5.2. Date iniYiale privind definirea condiYiilor de precizie ale dimensiunilor de m<surare a le dinYilor

1 Treapta de precizie cinematic< TPC STAS 6273-81 2 Treapta de precizie dup<

criteriul funcYion<rii line TPL STAS 6273-81

3 Tipul ajustajului TAJ STAS 6273-81 4 Tipul toleranYei jocului între

flancuri TJP

Se recomand< prin tem< conform standardului de

toleranYe. Recomand<ri în STAS 12192-84

Se recomand< prin tem< conform standardului de

toleranYe. Recomand<ri în STAS 12192-84

STAS 6273-81

4.5.3.Date iniYiale privind parametrii geometrici definitorii ai danturii cuYitului-roat< care se foloseşte la generarea roYilor dinYate cilindrice cu danturi exterioare înclinate (se indic<

nuimai în cazul danturii roYilor prin mortezare cu cuYit-roat<) 1 Num<rul de dinYi ai cuYitului-

roat< z0 Se indic< prin tem<

2 Modulul normal al cuYitului-roat<

mn0 Se indic< prin tem<

3 Unghiul de înclinare de divizare al cuYitului-roat<

β0 (β)

mn0= mn

SecYiunea 4.5.1 poz.2

4 Diametrul de cap al cuYitului-roat< (respectiv valorile limit<

ale acestuia)

da0 β0 = β

5 Unghiul de presiune de referinY< normal al cuYitului

roat<

αn0 Se indic< prin tem< m<rimea m<surat< pe scul<. La

fabricaYia de serie se vor avea în vedere limitele (da0max şi da0min) între care poate varia

dup< reascuYiri repetate

SecYiunea 4.5.1 poz. 5

6 Coeficientul normal al capului de referinY< al cuYitului roat<

h*an0 αn0 = αn Poate avea valoare

diferit< de cea standardizat<

7 Coeficientul normal al piciorului de referinY< al

cuYitului-roat<

h*fn0 Valoarea standardizat< :

h*an0 = h*

an + cn

OBSERVAXIE - Dac< parametrii definitorii se adopt< în raport cu profilul frontal (indice ,,t’’), se aplic< relaYii1e :

mn0 = mt0 cos α ; αn0 = arctg[tg αt0⋅ cosβ] ; SemnificaYiile simbolurilor :

Mt0 -modulul frontal al cuYitului-roat< ; αt0 -unghiul de presiune de relerinY< frontal al cuYitului-roat< ; h*

at0 -coeficientul frontal al capului de referinY< al cuYitului-roat<; h*

tt0 -coeficientul frontal al piciorului de referinY< al cuYitului-roat<.

Cutii de viteze

165

Tabelul 4.6 Calculul elementelor geometrice de bază ale angrenajelor paralele cilindrice

exterioare cu danturi inclinate Nr. Poz.


MenYiuni, respectiv standarde aferente

4.6.1.A Calculul elementelor geometrice de baz< privind angrenarea în varianta A (fiind dat< distanYa între axe aW)

lA DistanYa între axe de referinY<

a β

+=

cos

m)zz(A

221

Dac< aw = A, atunci xns= 0,

2A Unghiul de presiune de referinY< frontal

αt

β

α=α

cos

tgarctg n

t 2

Poate fi dat< initial<. Se calculeaz<:

αn = arctg [tgαt cos β] 3A Unghiul de angrenare

frontal (unghiul de presiune frontal pe

cilindrii de rostogolire)

αtW

α=α t

WtW cos

a

aarccos

Dac< aw=a, atunci atW=at şi se trece la

poz. 8A.

4A Involuta unghiului αt inv αt inv αt = tg αt - αt Unghiul αt în radiani:

Ott180

0 πα=α [rad]

5A Involuta unghiului αtW inv αtW inv αtW = tg αtW - αtW Unghiul αtW în radiani:

OtWtW180

0 πα=α [ra]

6A Coeficientul normal al deplas<rilor de profil

însumate

xns ( )ttwn

ns invinvtg

zzx α−α

α+

=2

21

7A Coeficientul frontal al deplas<rilor de profil

însumate

xts ( )ttwt

ts invinvtg

zzx α−α

α+

=2

21

sau β= cosxx nsts

8A Coeficientul normal al deplas<rilor de profil:


xn1 xn2

M<rimea xns se repartizeaz< pe cele dou< roYi dup< criteriu admis, astfel încât s< se respecte re1aYia

xn1+xn2=xns

Criteriile de repartizare nu fac obiectul

prezentului standard

9A Coeficientul frontal al deplas<rilor de profil:

- la piniun (1) - la roat< (2)

xt1 xt2

xt1=xn1cosβ xt2=xn2cosβ

CondiYia de verificare

xt1+xt2=xts

4.6.1.B. Calculul elementelor geometrice de baz< privind angrenarea în varianta B (fiind daYi coeficienYii normali ai deplas<rilor de profil xn1 şi xn2)

1B Coeficientul frontal al deplas<rilor de profil:


xt1 xt2

xt1=xn1cosβ xt2=xn2cosβ

Dac< se d< xt1 şi xt2, se calculeaz< xn1 şi xn2:

β=

β=

cos

xx;

cos

xx t

nt

n2

21

1

2B Coeficientul normal al deplas<rilor de profil

însumate

xns xns=xn1+xn2


166

Tabelul 4.6 (continuare)Nr. Poz.



3B Coeficientul frontal al deplas<rilor de profil

însumate

xts xts=xt1+xt2 Dac< xts=0, atunci αtW=αt şi se trece la

poz. 8B. 4B Unghiul de presiune de

referinY< frontal αt

β

α=α

cos

tgarctg n

t Poate fi indicat< şi ca

dat< iniYial<. αn=arctg[tgαt⋅cosβ]

5B Involuta unghiului inv αt inv αt=tg αt- αt Ott

180

0 πα=α rad.

6B Involuta unghiului de angrenare frontal

inv αtWt

nnstW inv

zz

tgxinv α+

+α

=α21

2

ttts

tW invzz

tgxinv α+

+α

=α21

2

7B Unghiul de angrenare frontal (unghiul de presiune frontal pe

cilindrii de rostogolire)

αtW αtW=arc(inv αtW) Se stabileşte pe baz< de tabel sau de program de calcul (în calculul

automat) 8B DistanYa între axe de

referinY< a

222121 tn m)zz(

cos

m)zz(a

⋅+==

β⋅+

=

9B DistanYa între axe aW

tW

tW cos

cosaa

αα

= Dac< xns = xts = 0,

atunci aW = a

4.6.2.Calculul elementelor geometrice genera1e ale roĠilor angrenajului 10 Modulul frontal mt

β=

cos

mm n

t Dac< mt este indicat ca

dat< iniYial< se determin< mn=f(mt, β)

11 Diametrul de divizare: - al pinionionului (1)

- al roYii (2)

dl d2

tn mzdsau

cos

mzd 11

11 =

β=

tn mzdsau

cos

mzd 22

22 =

α=

12 Raportul de transmitere

i12

2

112 z

zi =

13 Diametrul de rostogolire :

- al pinionului (1) - al roYii (2)

dWl dw2

21

1

121

2

1

2

zz

za

i

ad WW

W +=

+=

2112

122

22

1

2

zz

za

i

iad WW

W +=

+=

14 Coeficientul normal de modificare a distanYei

între axe

yn

n

Wn m

aay

−=

Analog se poate defini si coeficientul frontal

respectiv yt 15 Coeficientul normal de

micşorare a jocului de referinY< la cap

∆yn ∆yn = xns - yn Analog se poate defini şi coeficientul frontal ∆yt

Cutii de viteze

167

Tabelul 4.6 (continuare)Nr. Poz.



16 Diametrul de picior - al pinionului (1)

- al roYii (2)

df1 df2

an*n

*anf m)xch(dd 111 2 −+−=

an*n

*anf m)xch(dd 222 2 −+−=

17 In<lYimea de referinY< a dintelui

h n

*n

*an m)ch(h += 2

18/1 În<lYimea dintelui nescurtartat

h n

*n

*an m)ch(h += 2 La angrenaje deplasate

(xns≠ 0) determin< micşorarea jocului la cap

(c1 < c şi c2 < c) 18/2 În<lYimea dintelui

scurtat (în scopul res- tabilirii jocului la cap

egal cu cel de referinY<)

hsc

nnsc

n*n

ffWsc

myhhsau

mcdd

ah

∆−=

−+

−=2

21 La angrenaje deplasate (xns > 1 sau (xns < 1)

asigur< realizarea relaYiei cl =c şi c2 = c.

18/3 În<lYimea dintelui scurtat parYial

hsc

pff

Wsc

nscsc

cdd

ah

sau

mhh

−+

−=

∆−=

221

coeficientul de scurtare a capului dintelui ∆sc se recomand< ∆sc ≤ ∆4yn. Pentru jocul la cap se

recomand< cp ≤ c 19/1 Diametrul de cap de

referinY< (cu dinYi ne- scurtaYi)

- ai pinionului (1) - al roYii (2)

da1

da2

an*ana m)xh(dd 111 2 ++=

sau da1 = df1 + 2h

an*ana m)xh(dd 222 2 ++=

sau da2 = df2 + 2h

La angrenaje deplasate (xns ≠0) determin<

micşorarea jocului la cap cl şi c2 faY< de .jocul de

referint< la cap c. Dac< zl + z2 < 30, jocul

la cap poate chiar s< dispar< dac< ∆ynmn ≥ c).

19/2 Diametrul de cap scurtat (cu dinYi scurtaYi pentru a restabili jocul la cap

egal cu cel de referinY<): - al pinionului (1)

- al roYii (2)

dasc1 dasc2

nnn*anasc m)yxh(dd ∆−++= 111 2

sau dasc1 = df1 + 2hsc

ann*anasc m)yxh(dd ∆−++= 222 2


La angrenaje deplasate (xns ≠0) asigur<

realizarea jocului la capul dinYilor c1 şi c2

egal cu cel de referinY< c, deci: c1 = c, şi c2 = c.

19/3 Diametrul de cap scurtatparYial :

- al pinionului (1)

- al roYii (2)

dasc1

dasc2

nn1n*an11asc m)yxh(2dd ∆−++=


ann*anasc m)yxh(dd ∆−++= 222 2


La angrenaje deplasate (xns ≠0) se asigur< compensarea parYial< a micşor<rii jocului la cap c1 respectiv c2; relaYia : c1 ≤ c, şi c2 ≤ c.

OBSERVAXII: Diametrele de cap ale roYilor se pot stabili în cele trei variante de la poz. 19 (şi anume 19/1, 19/2 şi 19/3) în funcYie de varianta adoptat< pentru în<lYimea dinYilor (poz. 18/1, 18/2 şi 18/3). În cazul angrenajelor deplasate (xns ≠0) se recomand< varianta 2 (sau 3). La angrenaje deplasate (xns ≠0) se recomand< verificarea jocului la capul dintelui. Diametre1e de cap efectiv adoptate sunt notate în contiuare cu da1 şi da2.


168

Agrenajele cuYiilor de viteze se verific< prin calcul la încovoierea dinYilor şi la presiunea de contact, în condiYiile solicit<rii sub acYiunea sarcinilor de regim şi a sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).

Pentru calculul danturii exist< mai multe metode, dintre care mai frecvent folosit< este metoda lui Lewis.

Aceast< metod< consider< c< întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grind< încastrat< şi c< asupra dintelui acYioneaz< forYa normal< Fn dup< linia de angrenare N-N şi este aplicat< la vîrful dintelui (fig. 4.62).

ForYa nominal< se distribuie pe fâşia de contact dintre dinYii aflaYi în angrenare producând ca solicitare principal< presiuni specifice de contact.

Componenta tangenYial< Ft = Fn cos α·cos β solicit< dintele la încovoiere, secYiunea periculoas< fiind la baza dintelui de arie S ·B/cos β.

FuncYie de momentul de torsiune Mc al arborelui, forYa tangenYial< se detrmin< cu relaYia:

d

ct R

MF = , (4.31)

unde Mc este momentul de calcul, reprezentând momentul la arborele roYii conduc<toare a angrenajului.

Fig. 4.62. Definirea forĠelor din roĠile dinĠate cilindrice cu dantură înclinată

Componenta radial<:

βα

=βα

=cos

tgF

cos

sinFF tnr (4.32)

Cutii de viteze

169

soloicit< dintele la compresiune. Componeneta axial<: Fa=Fn cosα.sinβ=Ft tg β (4.33) nu determin< solicit<ri asupra dintelui.

Calculul de rezistenĠă la încovoiere. Pe baza ipotezelor ar<tate, efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relaYia :

ft

o

eftfon

i

ief y

mB

F

cos

cos

S

h

B

F

cos

SB

hcosF

W

M⋅

⋅=

αα⋅

⋅=

β⋅⋅

⋅α⋅==σ

222

6

6

, (4.34)

în care o

e

f

f cos

cos

m

S

m

h

yαα

⋅

=

2

6

este un coeficient de form< al dintelui (fig.4.63)

şi depinde de parametrii geometrici αo, m, S, αe, ai angrenajului (pentru angrenaje

nedeplasate, αe=αo); B=β

⋅π⋅Ψcos

m-l<Yimea roYii.

Inlocuind forYa tangenYial< prin expresia ei dat< de relaYia (4.31) se obYine

fc

ef yyzm

cosM⋅

⋅⋅⋅π⋅Ψ

β⋅⋅=σ

ε3

22 (4.35)

unde z este num<rul de dinYi ai roYii conduc<toare, Ψ =1,4…2,3; yεi- coeficient de repartizare al efortului şi Yine cont de gradul de acoperire.

In tabelul 4.7 sunt date valori ale coeficientului gradului de acoperire, în funcYie de m<rimea gradului de acoperire frontal εf şi εs suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire se utilizeaz< relaYiile:

β⋅α⋅π

α−−+α−−=ε cos

sinm

sinRRRsinRRR

of

rfrberfrbef

222

221

21

21

, (4.36)

respectiv:

β⋅⋅π

β⋅=ε cos

m

sinB os (4.37)

unde Re1, şi Re2 sunt razele cercurilor de vârf ale roYilor din angrenajul calculat ; Rb1 şi Rb2 - razele cercurilor de baz< ; αrf - unghiul frontal de angrenare; αοf - unghiul

frontal al profilului de referinY< (β

α=α

cos

tgctg on

of ).


170

Fig.4.63. Coeficientul de formă al dintelui

Tabelul 4.7

Coeficientul gradului de acoperire y

Valorile coeficientului yε

εf εs

1,2.....1,35 1,35.....1,5 1,5.....1,7

0,6.....0,8 1 1.........1,3 1,2.....1,5 0,9.....1,5 1,2.....1,3 1,3.....1,4 1,4.....1,6

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de incovoiere (relaYia 4.35), momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax şi de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relaYia:

Cutii de viteze

171

Mc=Mmax.i`t (4.38) In cazul metodei Lewis, când se consider< c< întreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte şi se neglijaz< efectul compresiunii axiale dat de componenta radial< a forYei normale, rezult< o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimension<rii, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compar< cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de înc<rcare σai se adopt<, în mod convenYional, cu valori mai ridicate celor definite din condiYia de rezistenY< la valoarea nominal< a momentului şi anume: aief σ≤σ =σr/c (4.39)

Pentru determinarea coeficientului de siguranY< se adopt< valori în limitele c=1,5…2,0 la autoturisme de oraş, şi c=2,5…3,0 la autoturisme de tipul “tot teren”.

La calculul de verificare al rotilor dinYate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea brusc< a ambreiajului şi la frânarea brusc< cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se detemin< cu relaYia: Mc=kd

.MM .i`t (4.40)

în care MM este momentul maxim al motorului; i`t-raportul de transmitere de la motor la angrenajul care se verific<; kd-coeficientul dinamic. Pentru autoturisme de strad< valorile coeficicntului kd se adopt< în limitele kd = 1,5...2,0 iar pentru autoturismele de tip “tot teren” kd= 2.5...3,0. La automobilele cu transmisii hidromecanice kd=1 în cazul utiliz<rii ambreiajelor hidraulice şi kd= k în cazul utiliz<rii hidrotransfotmatoarelor, k fiind cocficientul dc transformare al hidrotransformatorului. Valorile efective ale efortului unitar σef se compar< in acest caz cu efortul unitar de curgere σc al materialului roYilor dinYate.

Calculul de rezistenĠă la presiunea de contact. Sub acYiunea solicit<rilor de contact de pe flancurile dinYilor pot ap<rea oboseala straturilor de suprafaY< (sub form< de ciupituri, sf<râm<ri şi mai rar cojire) şi deformarea plastic< a flancurilor dinYilor (sub form< de laminare, cioc<nire, încreYire, ridare).

Evitarea apariYiei primelor semne de oboseal< a straturilor de suprafaY< pân< la realizarea durabilit<Yii prescrise, se asigur< prin aplicarea calculului de verificare la solicit<rile de contact nominale (de regim), adic<, prin care se asigur< realizarea condiYiei pefc , unde pefc este efortul unitar efectiv pentru straturile

de suprafaY< ale dinYilor. acσ≤

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utilizând relaYia lui Hertz :

acn

efc pE

'B

F, ≤

ρ⋅418p = 0 , (4.41)

unde Fn este forYa normal< din angrenaj: βα

=β⋅α

=coscosR

M

coscos

F

od

c

o

tn

1

F ;

B-l<Yimea de contact a dinYilor :β

=cos

B'B ; E - modulul mediu de elasticitate:


172

EE

EEE

+⋅

⋅=1

212 ,E1 şi E2 fiind modulele de elasticitate ale materialelor roYilor

angrenajului calculat; ρ- raza curburii medii: 21

21

ρ+ρρ⋅ρ

=ρ , ρ1 şi ρ2 fiind razcle de

curbur< ale profilelor celor doi dinYi din angrenare: ρ1=Rd1.sinαo

.tgαe; ρ2=Rd2

.sinαo.tg αe.

În relaYia (4.41), substituind m<rimile de mai înainte şi grupând convenabil termenii, se obYine :

acc

cfcmef pi

i

B

M

iA

iyyyp

c≤

⋅+

⋅⋅+

⋅⋅= ε 2

11 (4.42)

în care s-au notat: coeficientul de

material ym=0,418 E2 ;(ym=8,57 în cazul angrenajelor din oYel; ym=74 la angrenaje de roYi din oYel şi font<; ym=70 la angrenaje din oYel şi bronz); coeficientul de form< în punctul de rostogolore

cofc

tgcosy

αα=

2

1 având valori

în diagrama din figura 4.63.

Fig.4.64 Coeficientul de formă al dintelui pentru

solicitarea de contact

InfluenYa gradului de acoperire asupra capacit<Yii flancurilor s-a considerat prin coeficicntul yεc cu valori date în diagrama din figura 4.65. Deformarea permanent< a flancurilor dinYilor la solicit<rile de contact are loc când eforturile unitare de contact, fie datorit< unor suprasarcini, fie datorit< ungerii sau randamentului termic necorespunz<tor, dep<şesc limita de curgere.

Efectul suprasarcinii se consider< în calcul prin efectuarea calculului la solicit<ri de contact de suprasarcini (sarcini de vârf), prin asigurarea condiYiei: pefc ≤ pac lim, (4.43)

Cutii de viteze

173

Fig. 4.65 Valori ale coeficientului de formă în punctul de rostogolire

unde pefc este efortul unitar efectiv de contact, datorat suprasarcinii considerate; paclim - efortul unitar admisibil de contact, determinat din condiYia evit<rii defom<rilor permanente de contact ale dinYilor.

Pentru calculul de rezistenY< la presiune de contact sub acYiunea sarcinilor de vârf, în relaYia (4.42) momentul Mc se înlocuieşte cu momentul dinamic Md (relaYia 4.40).

c. Verificarea la durabilitate a angrenajelor. In afara unei rezistenYe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf, scoaterea din funcYiune a angrenajelor în exploatare apare frecvent datorit< dep<şirii limitei de rezistenY< a materialului, provocat< de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizat< de capacitatea de funcYionare îndelungat< pân< la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor şi pân< la apariYia oboselii materialului.

Pentru efectuarea calculului de durabilitate se consider< c< motorul dezvolt< un moment mediu echivalent Mech, la o turaYie medie echivalent< ωech.

Momentul mediu echivalent se calculeaz< cu relaYia:

tcvmed

rmedech i

MM

η⋅= , (4.44)

unde Mr med este momentul mediu la roYile motoare; icv med- raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze ; ηt - randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la roYile motoare se utilizeaz< relaYia:

o

ra

meda

rrmed i

rG

G

FM

⋅⋅

= , (4.45)


174

unde meda

r

G

F

este forYa specific< medie la roYile motoare; Ga - greutatea

automobilului; rr - raza de rulare a roYii; io- raportul de transmitere al transmisiei principale.

ForYa specific< medie are valori cuprinse între 0,04...0,08 valorile inferioare fiind pentru drumuri asfaltate bine întreYinute, iar cele superioare la deplasarea pe drumuri de p<mânt.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icv med se determin< cu relaYia :

∑

∑=

=

=

=

β

⋅β=

nk

kk

nk

kcvkk

cvmed

i

1

1i (4.46)

unde βk este timpul relativ de utilizare a treptei de vitez< k (tabelul 4.8), icvk-raportul de transmiterc în treapta k de vitez<; n - num<rul de trepte ale cutiei de viteze.

Tabelul 4.8 Timpul relativ de utilizare a trcptelor de viteză la autoturisme [%]

Timpul de utilizare a treptelor de vitez<CondiYii de deplasare 1 2 3 4 5

Timpul de deplasare prin inerYie

Deplas<ri urbane 2 15 40 15 8 20 Deplas<ri interurbane 1 10 15 20 40 14

TuraYia medie echivalent< se calculeaz< cu relaYia:

cvmedor

amedech ii

r

V⋅⋅=ω (4.47)

unde va med este vitaza medie de deplasare a automobilului. In funcYie de deplasarea pe str<zi or<şeneşti sau nu, pe drumuri asfaltate, pavate sau de p<mânt viteza medie de deplasare variaz< între 10 [m/s] pân< la (0,4 . . .0,5).va max [m/s].

Num<rul de solicit<ri la care este supus un dinte, pe durata exploat<rii între dou< reparaYii capitale (considerat ca durabilitate necesar<), se determin< cu relaYia

r

``tp

ech r

iSN

π

⋅⋅β=

21000 (4.48)

unde β este timpul relativ de utilizare a treptei respective (tabelul 4.8); S- spaYiul parcurs de automobil între dou< reparaYii capitale [km]; i”t - raportul de transmitere de la roYile motoare pân< la angrenajul calculat; rr- raza de rulare a roYii.

Calculul la solicitarea de oboseală la încoviere. Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseal< se determin< din relaYia (4.35), prin înlocuirea momentului Mc cu Mech

.i`t , Mech fiind determinat de relaYia (4.45) şi i’t - raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Cutii de viteze

175

Eforturile unitare efective obYinute la calculul la oboseal< a danturii se compar< cu efortul unitar la oboseal< la încovoiere dup< ciclul pulsator σN, dat de relaYia :

0

6171

1

102

β+σ

=σ −/

N

)N/(, (4.49)

în care: σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric; β0=r

1

σσ− ; σr - efortul unitar de

rupere; N - num<rul de cicluri pentru roata dinYat< care se calculeaz< (pentru un parcurs de 200 000 km pân< la reparaYia capital<).

Angrenajele verificate sunt considerate corespunz<toare din punctul de vedere al rezistenYei la oboseal< dac< este satisf<cut< inegalitatea :

,k

Nef ′

σ≤σ (4.50)

în care : k´ este coeficientul de siguranY< la calculul la oboseal<.; coeficientul k´ se poate calcula cu relaYia:

,kck d′′′ ⋅= (4.51)

în care: =1,0…1,3 este coeficient de dinamicitate; c este coeficientul de

siguranY<; coeficientul de siguranY< se determin< cu relaYia: c=k1

′′dk

.k2.k3

.c1.c2,,unde k1

este coeficientul ce Yine seama de concentraYia sarcinii pe lungimea dintelui (kl =1,1…1,2, pentru roYile dinYate dispuse în consol<, kl = l,0…1,1, pentru roYile dinYate dispuse între reazeme); k2 - coeficient care Yine seama de siguranYa necesar< în funcYionare (k2= 1,1...1,15); k3 - coeficient care Yine seama de precizia metodelor de calcul (k3=1,2…1,4); cl şi c2

_ coeficienYi care Yin seama de precizia de preluerare şi de calitatea suprafeYelor flancurilor roYilor dinYate (pentru roYile dinYate cu dantura finisat< prin şeveruire cl =1,0…1,05 şi c2 = 1,05…1,10).

Calculul la oboseală la solicitarea de contact. Efortul unitar efectiv de contact, pefc, se determin<, în acest caz, cu relaYia (4.42), unde forYa tangenYial< Ft = Ft ech, care se ia în calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turaYie medie echivalent< ωech.

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie s< dep<şeasc< efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilit<Yii impuse.

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relaYia :

′=

c

pp Nc

ac , (4.52)

în care: pNc este efortul unitar de contact la oboseal<, pentru un anumit num<r de cicluri echivalente Nech; c´-coeficient de siguranY< (c’=1,2…1,3 pentru roYile cutiei de viteze). Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseal< se determin< cu relaYia:

6

ech

bNc N

NHkp ⋅⋅= , (4.53)


176

în care: k este un coeficient care Yine seama de calitatea materialului (pentru oYelurile Cr şi Cr-Ni, k = 265… 310); H - duritatea HRC a danturii; Nb - num<rul de cicluri de baz<; Nech - num<rul de cicluri echivalente .

În cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale oYelurilor din care sunt executate roYile dinYate, pentru calculul la oboseal< al flancurilor dinYilor, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilit<Yii la solicitarea de contact knc, dat de relaYia :

,N

Nk

ech

bnc 6= (4.54)

în care: Nb este num<rul ciclurilor durabilit<Yii de baz< (Nb=25⋅107, pentru roYi cu dinYi durificaYi având HB > 350, şi Nb=l07, pentru roYi la care duritatea dinYilor HB < 350); Nech

_ num<rul de cicluri de solicitare corespunz<toare durabilit<Yii cerute.

4.5.2. Dimensionarea arborilor

Arborii sunt solicitaYi la torsiune şi la încovoiere sub acYiunea forYelor din

organele susYinute (roYi dinYate şi elemente de cuplare) şi organele de susYinere (lag<re).

Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de înc<rcare a arborilor, calculul reacYiunilor, calculul momentelor de torsiune şi încovoiere, determinarea m<rimii secYunilor şi verificarea la rigiditate.

a. Determinarea schemei de înc<rcare a arborilor şi calculul

reacYiunilor. Inc<rc<rile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forYele din angrenarea roYilor dinYate susYinute 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 obYinerii treptei k de vitez<.

ForYele din angrenare se determin< cu relaYiile (4.31), (4.32) şi (4.33). Tinând seama de faptul c< asupra arborilor acYioneaz< forYe în planuri diferite, pentru uşurarea calculelor, aceste forYe se descompun în componente conYinute 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 forYele, cât şi poziYia roYilor 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 acYiunea forYelor din modelul mecanic echivalent din figura 4.65, pentru calculul reacYiunilor din lag<rele cutiei de viteze se recomand< relaYiile de calcul din tabelul 4.9.

b. Dimensionarea arborilor la rezistenY<. Cunoscând forYele care solicit< arborii şi punctele lor de aplicaYie, 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 încărcare a arborilor din cutiile de viteze:

a-cutii de viteze cu trei arbori; b-cutii de viteze cu doi arbori

Momentul încovoietor echivalent, calculat după teoria a III-a de rupere (ipoteza efortului tangenĠial maxim):

22tiech MMM += (4.55)

Diametrul arborelui în secĠiunea calculată se determină cu relaĠia :

332

ech

echMd

πσ= , (4.56)

unde σa ech este efortul unitar echivalent admisibil.


178

Tabelul 4.9 RelaĠii pentru calculul reacĠiunilor din lagărele cutiilor de viteze

Arbore Schema de înc<rcare a arborelui RelaYii pentru calculul reacYiunilor X secundar la

cutii de viteze cu trei arbori

; 'akD FX =

2

5

L

lF 'tk

C

⋅=Y

2

4

L

lF 'tk

D

⋅=Y ;

2

5

L

lFrFZ

'rk

'k

'ak

C

⋅−⋅=

2

4

L

lFrFZ

'rk

'k

'rk

D

⋅+⋅=

primar la cutii de viteze cu trei arbori

; apB FX =1

12

l

LYFY

CtpA

⋅−⋅=

( ) ( )

1

2111

L

llFlLY tpCBY

+⋅−+⋅=

( )1

112

l

LlZrFlFZ

CpaprpA

++⋅−⋅=

( ) ( )1

1121

l

LlZrFllFZ

CpaprpB

++⋅−+⋅=

secundar la cutii de viteze cu trei arbori

'apakF FFX −= ;

( )3

887

L

lFllF tktp'

E⋅−+⋅

=Y

( )3

766

L

llFlFY tktp

'

F

+⋅−⋅=

( )3

887

L

rFrFlFllFZ

kak'p

'aprkrp

'

E

⋅+⋅−⋅++⋅=

primar la cutii

de viteze cu doi arbori

akB FX = ; 1L

lFY 2tk

A

⋅=

1

1tkB L

lFY

⋅= ;

1

kak2rkA L

rFlFZ

⋅+⋅=

1

kak1rkB L

rFlFZ

⋅−⋅=

secundar la cutii de viteze cu doi arbori

(ForYele Fa’, Ft’şi Fr’ , sunt forYele din angrcnajul

tranamisici principale)

'ak

'aD FFX −= ;

( )2

325

L

llFlF t'

tc'

C+−⋅

=Y

2

34

L

lFlFY

t'

tc'

D−⋅

=

( )2

235

L

rFllFrFlFZ dma

''rk

'ak

'rk

'

C⋅−+⋅+⋅−⋅

=

2

34

L

rFlFrFlFZ dma

''rk

'ak

'rk

'

D⋅+⋅−⋅+⋅

=

Cutii de viteze

179

In cazul în care calculul se efectueaz< pe baza ipotezei a doua de rupere, dimensionarea arborilor se face cu relaYia:

22650350 tiiid MM,M,M +⋅+⋅= (4.57)

La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi şi Mt pentru fiecare treapt< de viteze, luând-se în consideraYie situaYia cea mai dezavantajoas<. In scopul asigur<rii unei rigidit<Yi suficiente, efortul unitar admisibil se adopt< în funcYie de efortul corespunz<tor limitei de elasticitate în relaYia: σe/σαι=5...7.

c. Verificarea rigidităĠii. Solicit<rile de incovoiere şi de r<sucire ale arborilor determin< apariYia unor deformaYii elastice, care conduc la suprasolicit<ri ale dinYilor roYilor în angrenare, modific< legile angren<rii şi reduc gradul de acoperire.

In cazul unor deformaYii mari ale arborilor, polul angren<rii execut< o mişcare oscilatorie în jurul unei poziYii teoretice, determinând, pentru arborele condus, o mişcare de rotaYie neuniform< şi o funcYionare zgomotoas< pentru cutia de viteze.

Din aceste considerente, dup< dimensionarea arborilor din condiYia de rezistenY< la solicit<ri compuse (torsiune şi încovoiere) se face şi verificarea rigidit<Yii (calculul deformaYiilor). Pentru calculul s<geYii arborilor se consider< arborele de secYiune constant<, înc<rcat cu o singur< forY<. Folosind relaYiile de calcul din tabelul 4.10, se pot determina s<geYile în plan orizontal, fy, şi în plan vertical. fz. In cazul în care asupra arborelui acYioneaz< simultan mai multe forYe, s<geata rezultant<, în secYiunea şi în planul considerat, este dat< de suma algebric< a s<geYilor ce apar sub actiunea forYelor luate individual.

Cunoscând valoarile s<geYii în plan orizontal şi vertical se determin< s<geata rezultant< cu relaYia :

maxazymax ffff ≤+= 22 (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 lagărelor

In majoritatea cazurilor lag<rele cutiilor de viteze sunt lag<re de rostogolire. In calculul de determinare a rulmenYilor se Yine seama de caracterul sarcinilor, de condiYiile de montaj şi de durata de funcYionare.

DependenYa dintre aceste m<rimi este dat< de relaYia :

p

t DF=C , (4.59)

unde C este capacitatea dc înc<rcare dinamic< necesar< a rulmentului; D durabilitatea necesar< rulmentului, în milioane de rotaYii; Fe- forYa echivalent< medie; p- exponent ce Yine cont de tipul rulmentului (p=3, pentru rulmenYi cu bile; p= 10/3, pentru rulmenYi cu role).


180

Tabelul 4.10 RelaĠii pentru calculul deformaĠiei arborilor solicitaĠi la încovoiere.

Schema grinzii şi sarcini Formula fibrei medii deformate S<geata în dreptul sarcinii

Portiunea

( )xbxlxEI

Fby 322

6−+−=

( ) ( )

−+−+−= 322

3

6axbl

l

bx

l

bx

EI

Fy

lEI

bFay

3

22

1 =

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

−= x

l

x

EI

Faly

2

2

6

( )3

2

1aal

EI

Fy

+=

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

( )

−+−=

l

lx

l

xlx

EI

My

33

36

−=

l

xlx

EI

My

3

6

( )alEI

May 32

61 +−=

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

−−−= x

l

ala

l

x

EI

My

23

3

22

32

( )

−−−−−= x

l

alaax

x

EI

My

22

3

3

22

32

y1=0

De la A la 1

De la 1 la B

In punctul 1

( )( )

−+−−=

l

lxlaalx

c

ax

EI

Fy

33

6

Durabilitatea necesar< a rulmentului, egal< pentru toate lag<rele cutiei de viteze, se d< în kilometri parcurşi. Pentru obYinerea durabilit<Yii în milioane de rotaYii se utilizeaz< relaYia:

i

iiD

rD cvmed]km[

r

04102

1 ⋅⋅⋅

⋅π⋅= [milioane rotaYii] (4.60)

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 punYii motoare; rr- raza de rulare a roYii motoare; i - raportul de transmitere de la motor la arborele al c<rui lag<r se calculeaz<.

La determinarea forYei echivalente medii Fe se Yine seama de forYele axiale şi radiale ce apar în lag<re în fiecare treapt< a cutiei de viteze. Ea se determin< cu relaYia :

( )p

nk

k ech

kkpke FF ∑

=

= ωβ⋅ω

=1

(4.61)

unde Fk este forYa 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 (relaYia 4.47).

ForYa Fk se detcrmin< cu relaYia : kkk xYRVXF ⋅+⋅⋅= , (4.62)

unde Rk = 22kk yz + este forYa radial< din lag<r, corespunz<toare treptei k ; zk, yk -

reacYiunile din lag<r (tab.4.8) ; xk - forYa axial< din lag<r (tabelul 4.8) ; X - coeficientul de transformare a sarcinii locale Rk în sarcin< circumferenYial< (coeficient radial); Y - coeficientul de transformare a sarcinii axiale în sarcin< radial<; V - coeficientul de rotaYie (V = 1, pentru rulmenYi cu inel exterior fix; V = 1,2, pentru rulmenYi cu inel exterior rotitor). CoeficienYii X şi Y se aleg din cataloagele de rulmenYi, în funcYie de tipul rulmentului şi de înc<rcarea lag<rului.

TRANSMISIA LONGITUDINALĂ

5.1. GeneralităĠi

Transmisia longitudinal< reprezint< o unitate funcYional< independent< cu rolul de a transmite prin mişcare de rotaYie, f<r< modificare, fluxul de putere pentru autopropulsare între ansambluri ale transmisiei dispuse la distanY<, în planuri diferite cu poziYie 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 construcYia autoturismelor, transmisia longitudinal< se utilizeaz< la transmiterea fluxului de putere de la cutia de viteze, sau cutia de distribuYie, la transmisiile punYilor 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 (articulaYie cardanic<), arborele 2 şi prin cuplajul unghiular cardanic C2, la arborele conduc<tor 3 al punYii 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 distanYa dintre articulaYiile 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 situaYiile din figura 5.2, când transmisia longitudinal< se realizeaz< cu doi arbori, 1 şi 2, legaYi 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 longitudinală

183

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

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


184

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

Fig. 5.3. Compunerea transmisiei pentru automobilul 4x4 CondiYiile principale impuse transmisiei longitudinale sunt: s< asigure

sincronismul mişc<rii arborilor cuplaYi, indiferent de unghiurile dintre axele lor; s< asigure compens<rile unghiulare şi axiale necesare; s< nu ating< turaYia critic< corespunz<toare regimului de rezonanY<, s< aib< o durabilitate mare şi un randament cât mai ridicat, construcYia s< fie simpl< şi economic<, montarea şi demontarea s< fie uşoare, tehnologia de execuYie s< fie simpl<, iar întreYinerea s< fie cât mai puYin pretenYioas<.

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 construcYie, transmisiile longitudinale pot fi: • deschise; • închise (sunt dispuse într-un tub cardanic sau într-un carter);

-dup< num<rul articulaYiilor 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<nunYit< a cuplajului. In anul 1898, cuplajul cardanic a

Transmisia longitudinal<

185

fost folosit de constructorul de automobile L. Renault în componenYa transmisiei longitudinale.

Cuplajul unghiular cardanic (articulaYia 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 articulaYii cardanice.

Fig. 5.4. Cinematica cuplajului unghiular cardanic:

a-schema structurala a cuplajului; b- schema cinematic<

În timpul rotirii arborelui conduc<tor 1, braYul descrie traiectoria 3,

dispus< într-un plan perpendicular pe arborele l. BraYul al arborelui condus 2,

dispus faY< de arborele 1 înclinat cu un unghi α

`00 AA

`00 BB

12, descrie traiectoria 4, aflat< într-un plan înclinat cu unghiul α12 faY< de planul traiectoriei 3. Leg<tura între braYele

şi se face prin intermediul unei cruci cu braYe egale şi perpendiculare,

numit< cruce cardanic<.

`00 AA `

00 BB

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.


186

Din triunghiul sferic AB0B, între deplas<rile unghiulare ale celor doi arbori exist< relaYia :

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 relaYia 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 articulaYiei cardanice poate fi apreciat prin raportul

de transmitere ic=2

1

ωω

, unde ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de rotaYie ale

arborilor conduc<tor 1 şi respectiv condus 2. Considerând unghiul α12 constant prin diferenYierea total< a relaYiei (5.1) se

obYine între vitezele unghiulare ω1, a furcii conduc<toare, şi ω2, a furcii conduse relaYia:

122

22

12

1 coscos

d

cos

dα⋅

ϕϕ

=ϕ

ϕ (5.2)

Prin împ<rYirea ambelor p<rYi ale ecuaYiei cu dt şi tinând seama c<

11

d

dω=

ϕt

şi 22

d

dω=

ϕt

, din relatia (5.2) se obYine:

2

2121

2

2

1

2

1c

cos

coscos

d

di

ϕ

α⋅ϕ=

ϕϕ

=ωω

= (5.3)

Eliminând pe cosϕ2 din relaYia (5.3) cu ajutorul relaYiei (5.1), se obYine :

12

122

12

2

1c cos

sincos1

αα⋅ϕ−

=ωω

=i ; (5.4)

Din relaYia (5.4), la rotirea p<rYii conduc<toare se obYin urm<toarele valori extreme:

-pentru ϕ1=0; π; 2π..., când cos : 112 =ϕ 1cos 12

min2

1min ≤α=

ωω

=ci ;

-pentru ϕ1= ,...2

3,

2

ππ, când cos : 01

2 =ϕ 1cos

1

12max2

1max ≥

α=

ωω

=ci .

Drept urmare, raportul de transmitere cinematic al articulaYiei cardanice

variaz< între limitele 12cos

1

α şi cosα12. Aceste limite sunt cu atât mai apropiate

una de alta şi ambele apropiate de valoarea unu, cu cât unghiul α12 dintre cei doi arbori este mai mic.

La o rotaYie complet< a arborelui conduc<tor 1, (ϕ1= 0….2π), raportul de transmitere atinge de dou< ori valoarea minim< şi de dou< ori valoarea maxim<,


187

deci arborele condus 2 r<mâne de dou< ori în urma arborelui conduc<tor 1(ω2<ω1) şi îl întrece de dou< ori ((ω2>ω1).

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 relaYiile:

-coeficientul de asincronism: 1212mincmaxc tgtgiiU α⋅α=−= (5.5)

-decalajul unghiular maxim:

( )

α⋅α−

±=ϕ−ϕ=ϕ∆12

12max21max

cos2

cos1arctg)( (5.6)

În figura 5.5 sunt prezentate coeficientul de asincronism şi decalajul unghiular, în cazul unui cuplaj unghiular cardanic cu unghiul dintre arbori de 50o, când arborele conduc<tor se roteşte cu 180o. Asincronismul vitezelor unghiulare ale arborilor condus şi conduc<tor ai cuplajului, au drept consecinY<, prin variaYiile rapide ale vitezei unghiulare a arborelui condus chiar şi când arborele conduc<tor se roteşte cu turaYie

constant<, apariYia în elementele conduse a unor forYe de inerYie mari, cu sensul periodic variabil, ceea ce conduce la funcYionare zgomotoas< şi la sc<derea randamentului şi a durabilit<Yii transmisiei.

Fig. 5.5. Coeficientul de asincronism

şi decalajul unghiular

b.Cinematica transmisiei bicardanice. Transmisia longitudinal< se obYine prin înserierea a dou< sau mai multe articulaYii cardanice, la care, prin respectarea unor condiYii de aşezare reciproc< dintre elemente, se poate obYine 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 relaYiei (5.1), sunt :

tgϕ1=tgϕ2 .cos α12 ; (5.7)

tgϕ3=tgϕ2 .cos α23 , (5.8)


188

unde ϕ1, ϕ2 şi ϕ3 sunt unghiurile cu care se rotesc arborii 1, 2 şi 3 ; α12 - unghiul de dispunere al arborelui 1 faY< de arborele 2 ; α23 - unghiul de dispunere al arborelui 2 faY< de arborele 3.

Prin eliminarea unghiului ϕ2 din relaYiile (5.7) şi (5.8), se obYine :

tgϕ3= tgϕ1.

23

12

cos

cos

αα

(5.9)

Din analiza relaYiei (5.9) rezult< c< arborele condus 3 are aceeaşi vitez< unghiular< de rotaYie şi se afl< în acelaşi regim cu arborele conduc<tor 1 (transmisia longitudinal< devine sincron<) dac< α12=α23.

Fig. 5.6. Transmisii bicardanice

a) montaj “Z”; b) montaj “M”.

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 obYine dac< sunt respectate urm<toarele condiYii:

• 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< condiYii sunt asigurate prin construcYia transmisiei. La montaj, poziYia relativ< dintre elementele demontabile este marcat< printr-o linie gravat< pe fiecare arbore. Pentru a treia condiYie, dat< fiind leg<tura prin elementele elastice ale suspensiei dintre puntea motoare şi caroseria automobilului, este dificil s< se menYin< egalitatea α12=α23, astfel c< funcYionarea transmisiei va fi cvasihomocinetic<, decalajul unghiular maxim dintre arborii 1 şi 3 fiind dat de relaYia: ( ) ( )2312max)( ϕ∆−ϕ∆=ϕ∆ , (5.10)

unde (∆ϕ)12 şi respectiv (∆ϕ)23 sunt decalajele unghiulare maxime, calculate cu relaYia (5.6), introduse succesiv de cuplajele unghiulare dintre arborii 1-2 şi respectiv 2-3.

5.3. ConstrucĠia transmisiei longitudinale

Elementele constructive ale transmisiilor longitudinale sunt: cuplajele unghiulare, arborii cardanici, cuplajele axiale şi suporYi (reazeme) intermediari.


189

5.3.l. Cuplaje unghiular cardanice (articulaĠii cardanice)

ArticulaYiile cardanice sunt mecanisme care servesc la transmiterea mişc<rii de rotaYie între doi arbori concurenYi, cu unghiuri între axe, în general, variabile şi al c<ror raport de transmitere este egal cu unu.

ArticulaYiile cardanice folosite în cadrul transmisiilor longitudinale sunt din punct de vedere constructiv rigide sau elastice. ArticulaYiile cardanice rigide permit transmiterea mişc<rii de rotaYie între arborii care se intersecteaz< datorit< leg<turii articulate a elementelor componente, iar cele elastice prin deformarea elastic< a unor elemente. ArticulaYiile cardanice asincrone rigide pot fi cu lag<re cu alunecare sau cu rulmenYi.

La autoturisme, transmisiile longitudinale sunt prev<zute cu articulaYii cardanice asincrone rigide de tip deschis, cu rulmenYi cu ace. Aceste articulaYii au o durat< mare de funcYionare, dimensiuni constructive reduse şi permit transmiterea unor sarcini mari la turaYii ridicate.

ConstrucYia unei articulaYii cardanice rigide cu rulmenYi este prezentat< în figura 5.7. Ea se compune din furcile 1 şi 3, unite printr-o cruce cardanic< 2, faY< de care furcile se pot roti cu un unghi oarecare în jurul bolYurilor prev<zute cu rulmenYi cu ace 6.

Fig. 5.7. ConstrucĠia 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 distribuYie), sau de flanşa arborelui conduc<tor al transmisiei principale, iar a doua (3) se solidarizeaz< la rotaYie de arborele cardanic 5.

Ungerea articulaYiei se face prin ung<torul 4, de unde unsoarea trece prin canalele practicate în cruce la rulmenYi. Alezajele mari din braYele crucii servesc atât ca rezervoare pentru unsoare, cât şi pentru m<rirea elasticit<Yii acestora. RulmenYii sunt reYinuYi contra forYelor centrifuge cu ajutorul inelelor de siguranY< 7

(variant< de fixare fig. 5.7, b). La articulaYiile cardanice f<r< rulmenYi, colivia


190

rulmenYilor 6 de mai înainte este înlocuit< cu o bucş< din material cu bune propriet<Yi antifricYiune.

În figura 5.8 sunt prezentate posibilit<Yi de etanşare ale lag<rului articulaYiei cardanice. Cea mai simpl< soluYie constructiv< de etanşare se obYine prin utilizarea unui inel de pâsl< 1 (fig. 5.8, a), dispus în c<maşa metalic< 2. Prin aplicarea forYat< a bucşei 3 peste inelul de etanşare 1 se obYine presarea acestuia de braYul crucii cardanice.

Fig. 5.8. SoluYii de etanşare

La soluYia 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<Yilor din exterior, de partea inferioar<. Eliminarea surplusului de unsoare la gresarea articulaYiei se face dup< traseul indicat prin s<geYi. În figura 5.8, c, etanşarea se face cu manşonul 2 pe suprafaYa conic< de la baza crucii 1. Datorit< suprafeYei conice, nu este necesar opritorul de praf.

În figura 5.9 este prezentat< construcYia unei articulaYii cardanice elastice. Ea se compune din furcile 2 şi 4 cu trei braYe dispuse la 120° unul faY< de altul, fixate între ele cu şuruburile 6 de discul elastic 3. Montarea articulaYiei 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, articulaYia permite abateri unghiulare între axele arborilor cuplaYi de 3. . .5°.

ArticulaYiile cardanice elastice se utilizeaz<, în general, pentru compensarea erorilor de montare la cuplarea motorului cu cutia de viteze când cutia de viteze, montat< într-un carter independent de blocul motorului, este aşezat< pe cadrul automobilului, sau între cutia de viteze şi cutia de distribuYie când cele dou< subansamble sunt montate în cartere independente.

Fig. 5.9. ArticulaYie cardanic< elastic<


191

5.3.2. Arbori cardanici (arbori longtudinali) Arborii cardanici fac leg<tura între dou< cuplaje cardanice sau între

articulaYie şi unul dintre organele transmisiei, având rolul de a transmite la distanY< momentul de torsiune al motorului şi, uneori, forYe axiale.

Arborele cardanic, (fig.5.10), este compus dintr-o parte central< de secYiune circular< 2, care formeaz< arborele propriu-zis, şi piese de leg<tur< 1,

pentru prinderea articulaYiilor. Partea central< a arborelui poate fi tubular< sau plin<. De regul< se folosesc arbori tubulari deoarece, comparativ cu cei cu secYiune plin<, la greutate egal<, sunt mai rigizi şi permit m<rirea turaYiei de funcYionare.

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 constantă

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<Yi (o Yeav< şi o bucş< canelat<) îmbinate prin sudur< (fig. 5.11, d).

Deoarece arborii cardanici lucreaz< în medii cu impurit<Yi (praf, noroi) cuplajul de compensare axial< este protejat cu sistem de etanşare.

Dup< montarea arborelui longitudinal cu articulaYiile cardanice, ansamblul se supune unei echilibr<ri dinamice, mai întâi la o turaYie joas<, între 600 şi 1 000 rot/min, urmat< de o verificare la turaYia nominal<.

Echilibrarea arborelui se realizeaz< cu adaosuri de material prin sudarea unor pl<cuYe pe arbore. In scopul elimin<rii necesit<Yii reechilibr<rii transmisiei longitudinale dup< demont<rile din exploatare, între arbore şi furci se marcheaz< la prima echilibrare poziYia obligatorie de montare.

Ca valori admisibile pentru dezechilibrare sunt recomandate pentru autoturisme limitele 50…75 g ·cm .


192

5.11. Arbori cardanici cu lungime variabilă

Materialele compozite sunt materiale moderne, care posed< caracteristici tehnico-funcYionale şi economice superioare materialelor clasice, utilizarea lor fiind o necesitate care tinde s< devin< realitate în special în domeniul construcYiilor de automobile.

În construcYia de automobile, printre primele elemente la care oYelul este înlocuit cu materiale compozite sunt arborii de transmisie longitudinali, deoarece obYinerea transmisiilor de putere din materiale compozite determin<: - rezistenYa la torsiune dubl< în comparaYie cu cele obYinute din oYeluri uzuale la aceleaşi dimensiuni; - rigiditatea poate s< dep<şeasc< de 2,5 ori pe cea a oYelurilor şi aliajelor de aluminiu; - rezistenY< la oboseal< şi la coroziune, capacitate de amortizare intern<. Utilizarea materialelor compozite la transmisiile longitudinale determin< propriet<Yi de amortizare bune, ce atenueaz< astfel vibraYiile produse de motor. De asemenea, transmiterea redus< a zgomotelor face s< poat< fi evitat< propagarea acestora de la roYi şi punte la caroserie. Greutatea sc<zut< a arborelui cardanic şi rigiditatea sporit< permit funcYionarea la turaYii 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 oYel, al unui Ford Cortina. Arborele iniYial 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 articulaYiei cardanice a redus greutatea cu înc< 1,3 kg. În afara reducerii greut<Yii, materialele compozite reduc şi nivelul de zgomot din habitaclu.


193

Costul total al transmisiei longitudinale din materiale compozite este comparabil cu al celui metalic. Chiar dac< preYul materialului compozit este mai mare, capacitatea sa de absorbYie a vibraYiilor şi de izolare a zgomotelor elimin<

necesitatea utiliz<rii unor dispozitive şi montaje costisitoare care se folosesc pentru arborii cardanici metalici.

Fig.5.12. Arbori cardanici din materiale

compozite

In figura 5.12 sunt prezentate soluYii 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.

Tabelul 5.1

Arborii transmisiilor longitudinale din materiale compozite

Utiliz<ri

Caracteristici

Autoturisme

sport 4x4

Autoturisme

tot-teren

Autoutilitare

uşoare

TuraYia maxim< [rot/min] 8.000 6200 5000 Momentul transmis [Nm] 1800 1600 4000

Lungimea tronsonului compozit [mm]

2100

1650

2250

Natura compozitului R<sin< epoxi + fibr< carbon

R<sin< epoxi + fibre sticl< şi carbon

R<sin< epoxi + fibre sticl< şi carbon

Reducerea de greutate [%] 55% 50% 55%

5.3.3. SuporYi intermediari In cazul distanYelor mari între punYi, utilizarea arborilor cardanici de

lungime mare (peste 1,8...2 m), este neraYional< atât din punct de vedere tehnologic cât mai ales din punct de vedere funcYional, fiind susceptibili la funcYionarea în regim de rezonanY< la turaYii sc<zute. In acest caz arborele cardanic se divizeaz< în dou< obYinându-se transmisia longitudinal< tricardanic< cu un suport intermediar. La transmisiile longitudinale ale autoturismelor se secYioneaz< şi din motive de îmbun<t<Yire a indicilor de maniabilitate şi de utilizare optim< a spaYiului interior.

Principalul rol al suportului intermediar este de reazem al arborelui cardanic. Din punct de vedere al cerinYelor, suportul intermediar trebuie s< permit<


194

compens<ri unghiulare axiale şi radiale ale arborilor; de asemenea, trebuie s< amortizeze şi s< izoleze vibraYiile 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<Yi bune de amortizare şi permite compens<ri unghiulare.

Fig. 5.13. Tipuri de suporturi intermediare

La soluYia 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<Yii. Suporturile intermediare sunt prev<zute cu dou< discuri protectoare din tabl< 5 şi 5’, contra impurit<Yilor 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 rezistenY< al arborilor şi articulaYiilor cardanice. a. Determinarea momentului de calcul. Pentru transmisiile longitudinale

dispuse dup< cutia de viteze, momentul de calcul Mc se determin< în funcYie de momentul maxim al motorului Mmax şi de raportul de transmitere din prima treapt< a cutiei de viteze cu relaYia:

Mc=Mmax .icv1 (5.11)

În cazul automobilelor 4x4, când distribuYia momentului la arborii secundari ai cutiei de distribuYie nu este cunoscut<, momentul de calcul se determin< în funcYie de aderenYa roYilor motoare cu relaYia :


195

o

dmc

i

rZM

⋅ϕ⋅= , (5.12)

unde: Zm este reacYiunea normal< dinamic< la puntea motoare; ϕ - coeficientul de aderenY< (pentru calcule ϕ = 0,7. . .0,8); rd - raza dinamic< a roYii motoare; io - raportul de trausmitere al transmisiei principale.

b. Calculul arborilor cardanici. Arborele cardanic se predimensioneaz< din condiYia de rezistenY< la solicitarea de torsiune sub acYiunea momentului de calcul determinat mai inainte, urmând ca valoarea final< s< fie obtinut< dup< verificarea unghiului de torsiune şi a turaYiei critice de funcYionare.

Predimensionarea arborelui. Eforturile unitare de torsiune se verific<, în secYiunile unde modulul de rezistenY< polar (Wt) este minim, cu relaYiile:

- pentru arborele cardanic cu secYiune plin<:

33 20

16

D,

M

D

M

W

M cc

t

c

⋅≅

⋅π

⋅==τ , (5.13)

- pentru arborele cardanic cu secYiune tubular<:

( )44

16

dD

MD

W

M c

t

c

−⋅π

⋅⋅==τ , (5.14)

unde D este diametrul exterior al arborelui; d - diametrul interior al arborelui (pentru secYiunea tubular<).

Verificarea rigidităĠii se face pentru solicitarea de r<sucire, unghiul de torsiune (r<sucire), exprimat în grade, fiind dat de relaYia :

π⋅

⋅⋅⋅

=°θ180

IG

LMc

p

cd (5.15)

unde cd este un coeficient dinamic (cd = 2...3); Mc - momentul de calcul determinat dc relaYia (5.11) sau (5.12); L - lungimea arborelui cardanic; G - modulul de

elasticitate transversal; Ip - momentul de inerYie polar al arborelui (32

4DI p

π=

pentru arbori cu secYiune plin< şi ( )32

44 dDI p

−π= pentru arbori tubulari).

DeformaYia de r<sucire maxim< se admite în limitele θmax = 7. . .8°. Verificarea turaĠiei critice. În timpul funcYion<rii transmisiei longitudinale,

datorit< neuniformit<Yii materialului în lungul arborelui şi inexactit<Yii de montaj, în arborii cardanici apar forYe centrifuge de valori însemnate. ForYele centrifuge astfel generate produc deformaYii de încovoiere, care, prin deformarea elastic< a arborelui, sporesc raza forYei centrifuge. Dac< frecvenYa oscilaYiilor de încovoiere determinate de forYa centrifug< se suprapune peste frecvenYa proprie de oscilaYie a arborelui, atunci, la rezonanY<, când teoretic amplitudinea tinde c<tre infinit, se poate produce distrugerea transmisiei longitudinale.

Verificarea arborelui cardanic la turaYia critic< de funcYionare (adic< determinarea num<rului maxim de rotaYii pe care arborele îl suport< f<r< s< apar<


196

fenomenul de rezonanY< al vibraYiilor de încovoiere) apare necesar<, deoarece la autoturismele moderne turaYia de funcYionare este mai mare.

Considerând centrul de greutate al arborelui deplasat faY< de axa de rotaYie cu m<rimea e, în timpul rotaYiei lui cu viteza unghiular< ω, apare forYa centrifug< Fc, care provoac< o încovoiere f a arborelui. În acest caz forYa centrifug< este :

( ) 2ω⋅+ fec ⋅= mF , (5.16)

unde m este masa arborelui cardanic. ForYa centrifug< dat< de relaYia (5.16) este echilibrat< de forYa elastic< Fe a

arborelui, dat< de relaYia :

3L

IEf

p

e cF⋅

⋅⋅= , (5.17)

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 suprafeYele de

centrare ale crucilor cardanice), 5

384=c ; dac< arborele nu se poate deplasa în

reazem, c = 384; E - modulul de elasticitate; Ip- momentul de inerYie polar al arborelui; L - lungimea arborelui.

Din condiYia de echilibru, dat< de egalitatea relaYiilor (5.16) şi (5.17), se obYine pentru s<geata arborelui expresia :

2

3

2

ω⋅−⋅

⋅

⋅⋅=

mL

IEc

vemf

p

(5.18)

Din relaYia (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 funcYion<rii în regim de rezonanY<, este :

3Lm

IEc p

cr⋅

⋅⋅=ω [rad/sec], (5.19)

iar turaYia critic<:

3

3030

Lm

IEcn

p

crcr⋅

⋅⋅⋅

π=ω⋅

π= [rot/min] (5.20)

Pentru arborii din oYel, considerând E = 2,1·l0 6 daN/cm şi masa specific< ρ = 7,8 kg/dm se obYine :

2

3

cL

dD,ncr ⋅

+⋅=

2

226102251 [rot/min], (5.21)

unde D este diametrul exterior al arborelui ; d - diametrul interior. Dac< în relaYia (5.21) se înlocuieşte valoarea lui c, pentru cele dou< cazuri

considerate, se obYine : -turaYia critic< a arborilor ce se pot deplasa liber în reazem:


197

2

2271021

L

dD,ncr

+⋅= pentru arborii tubulari şi

271021

L

D,ncr ⋅= pentru arborii

cu secYiune plin< (d = 0) ; -turaYia critic< a arborilor ficşi în reazeme :

2

22710752

L

dD,ncr

+⋅= pentru arborii tubulari şi

2710752

L

D,ncr ⋅= pentru

arborii cu secYiune plin< (d == 0).

La alegerea arborelui cardanic se recomand< ca 0221 ,...,n

n

max

cr = , unde nmax

este turaYia maxim< a arborelui cardanic, corespunz<toare vitezei maxime de deplasare a automobilului. Limita inferioar< se admite în cazul arborilor cardanici echilibraYi dinamic foarte precis.

c. Calculul articulaĠiei cardanice. Dimensiunile articulaYiei 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 acYiunea forYei F. ForYa F care acYioneaz< asupra fiec<rui braY al crucii este dat< de relaYia :

R

MF c

⋅=

2, (5.22)

unde Mc este momentul de calcul al transmisiei longitudinale dat de relaYia (5.11) sau (5.12); R - raza medie la care acYioneaz< forYa F. Efortul unitar de încovoiere în secYiunea A-A se calculeaz< cu relaYia:

Fig. 5.14. Schema de calcul a

crucii cardanice

31

1

10

2

d,

LhF

W

M

i

ii ⋅

−⋅

==σ (5.23)

Efortul unitar de forfecare în secYiunea A-A este :

21

4

d

F '

f ⋅π⋅

=τ , (5.24)

unde:

−⋅

=

22

hR

MF c' (5.25)

Efortul unitar de strivire este :

Ld

Fstr ⋅=σ (5.26)


198

Furca articulaYiei cardanice se calculeaz< la încovoiere şi torsiune în secYiunea N-N dup< schema din figura 5.15. Momentul încovoietor în secYiunea N-N este :

Mi=F.c, (5.26) unde F este forYa ce solicit< braYul furcii la încovoiere şi este dat< de relaYia (5.22).

Fig. 5.15. Schema de calcul a

furcii cardanice

Efortul unitar de încovoiere în secYiunea N-N este :

ii

i

W

cF ⋅=i

W

M=σ , (5.26)

unde Wi este modulul de rezistenY< la încovoiere;

(6

2hbi

⋅=W - pentru secYiune dreptunghiular<;

10

2hbWi

⋅= - pentru secYiunea eliptic<).

Torsiunea braYului furcii se produce sub acYiunea momentului de torsiune aFM t ⋅= (5.27)

Efortul efectiv unitar de torsiune, în secYiunea N-N, se determin< cu relaYia :

tt

t

W

aF

W

M ⋅==τ (5.28)

Modulul de rezistenY< la torsiune pentru secYiune dreptunghiular< se

calculeaz< cu relaYia :W unde α este un coeficient care depinde de

raportul

,hbt ⋅⋅α= 2

b

h al secYiunii (tabelul 5.2)

Tabelul 5.2

Valorile coeficientului în funcĠie de raportul b

h

h/b 1 1,2 1,5 1,75 2 2,5 3 4 5 6 8 10 α 0,208 0,231 0,239 0,239 0,246 0,258 0,282 0,291 0,291 0,299 0,307 0,312

Pentru secYiunea eliptic<, modulul de rezistenY< la torsiune se calculeaz< cu

relaYia:

hb2,ohb16

W 22t ⋅≈

π= (5.29)

MECANISMELE DE PUTERE ALE

PUNğII MOTOARE

6.1. GeneralităĠi

RoYile automobilului, în funcYie de natura, sensul şi m<rimea forYelor şi momentelor care acYioneaz< asupra lor, pot fi: -roĠi motoare (antrenate): sunt roYile care ruleaz< sub acYiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului; -roĠi libere (conduse): sunt roYile care ruleaz< sub acYiunea unei forYe de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitat< asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului; -roĠi frânate: sunt roYile care ruleaz< sub acYiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roYilor (frânare activ<), sau de c<tre grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).

Pentru autoturisme, prev<zute cu dou< punYi, organizarea tracYiunii se poate realiza dup< solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifr< indicând num<rul roYilor, iar cea de-a doua, pe cel al roYilor motoare. Pentru organizarea tracYiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispus< în faY< sau în spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punYi sunt cu roYi motoare. PunYile motoare, faY< de cele nemotoare, asigur< transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcYie de modul de organizare a tracYiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinal<, la roYile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufer< o serie de adapt<ri şi anume:

-adaptare geometric< determinat< de poziYia relativ< dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc roYile 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 roYile motoare ale punYii.


200

Pentru a-şi îndeplinii funcYiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principal< (sau angrenajul principal), diferenYialul şi transmisiile la roYile motoare.

In procesul autopropuls<rii, din interacYiunea roYilor motoare cu calea, iau naştere forYe şi momente de reacYiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forYe şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forYelor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor dup< direcYii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punYii, numit mecanismul de ghidare a roYilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul punYii, cinematica roYii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punYi rigide, punYile la care prin oscilaYia unei roYi faY< de caroserie poziYia relativ< dintre roYi r<mâne nemodificat< (punYi cu oscilaYia dependent< a roYilor), şi punYi articulate, punYile la care oscilaYia unei roYi faY< de caroserie determin< modificarea poziYiei relative dintre roYile punYii (punYi cu roYi independente).

Leg<tura în punte dintre mecanismele fluxului de putere şi mecanismul de ghidare se face prin butucul roYii.

6.2.Transmisia principală Transmisia principal< cuprinde toate mecanismele din punte care

realizeaz< o demultiplicare a turaYei 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 diferenYialului şi arborilor planetari, la roYile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 faY< de axa longitudinal< a automobilului. Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regul< constant, numit raportul de transmitere al punYii motoare (notat io), reprezint< adaptarea cinematic< necesar< impus< de conlucrarea motor-transmisie. Pentru a realiza aceast< funcYie, prin construcYie 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 direcYionarea 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 roYile motoare. Aceast< funcYie 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 punYii 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 roYi dinYate conice sau hipoide, iar la automobilele cu motorul dispus transversal, angrenaje cu roYi dinYate cilindrice.

In figura 6.1 este reprezentat< schema cinematic< de organizare a unei transmisii principale simple cu roYi dinYate 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 diferenYialului, este solidarizat< prin şuruburile 6 de carcasa diferenYialului 7, c<ruia îi transmite fluxul de putere, de unde, divizat acesta este transmis mai departe prin arborii 8 spre roYile motoare. Intreg ansamblul este montat, prin lag<re cu rulmenYi în carterul 4, numit carterul punYii motoare.

In afara realiz<rii condiYiilor de adaptare cinematic< şi geometric< a fluxului de putere, pentru asigurarea caliY<Yilor funcYionale, în transmisia principal< se prev<d o serie de soluYii constructive privind tipul danturii, rigiditatea construcYiei, compensarea uzurilor şi poziYionarea relativ< a roYilor.

Fig. 6.1.Organizarea cinematică a transmisiei principale simple cu roti

dinĠate conice

Dintre tipurile de danturi ale roYilor conice, generalizare au primit-o angrenajele conice cu dantur< curb<. Dantura curb<, faY< 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 dinYi ai pinionului poate fi redus la 7…9, faY< de minimum 13 cât este la celelalte dou< tipuri); -creşterea gradului de acoperire, ceea ce se traduce în funcYionare mai liniştit< şi durabilitate sporit<;


202

-diminuarea sensibilit<Yii la deplas<ri relative ale roYilor, ca urmare a deformaYiilor elastice ale ansamblului în timpul funcYionarii, 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 prezenYa unor eforturi axiale mari, care îşi schimb< sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Având în vedere c< aceast< situaYie este de scurt< durat<, atât sensul cât şi valoarea forYelor axiale sunt acceptabile.

Angrenajele conice sunt foarte sensibile în ceea ce priveşte condiYiile de montaj, în sensul asigur<rii angren<rii corecte. In cazul când vârfurile conurilor celor dou< roYi nu coincid, diferenYa fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentr<ri de forYe pe muchiile dinYilor, 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 fabricaYii şi montaj corecte, calitatea angren<rii poate fi compromis< ca urmare a deform<rii pieselor transmisiei şi uz<rii rulmenYilor.

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformaYiilor admise sunt date în figura 6.2. Asigurarea rigidit<Yii necesare este determinat< de modul de

montare în carterul punYii a pinionului de atac, de tipul rulmenYilor utilizaYi şi de unele m<suri constructive.

Pentru pinionului de atac se utilizeaz< dou< soluYii 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 construcYia carterului punYii motoare, se utilizeaz< rezemarea în consol<. In figura 6.3 sunt prezentate soluYii de montare a pinionului de atac. Pentru a se micşora deformaYiile axiale, se utilizeaz< rulmenYi cu

role conice cu unghi cât mai mare de deschidere a conului. Pentru m<rirea lungimii efective a lag<rului şi pentru sporirea rigidit<Yii radiale a pionului, rulmenYi se monteaz< în ”0” (fig.6.3,a). In acelaşi scop sunt indicaYi rulmenYii radiali cu dou< rânduri de bile, sau rulmenYi radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radial<(fig.6.3, b).

Fig.6.2. DeformaĠii admise angrenajului conic

In toate cazurile, deformaYiile axiale pot fi reduse printr-o strângere preliminar< pe direcYia axial< a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Aceast< strângere conduce la anularea jocurilor axiale din lag<re şi la apariYia unor deformaYii elastice ale rulmenYilor. Valoarea strângerii iniYiale se accept< în limitele 0,005…0,07 mm şi se apreciaz< prin m<rirea momentului necesar înşurub<rii


203

piuliYelor 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 roYilor conice şi se îmbun<t<Yesc condiYiile de funcYionare a rulmenYilor, deoarece se asigur< o distribuYie mai uniform< a sarcinilor pe bile sau role şi se reduc solicit<rile dinamice provocate de schimbarea m<rimii şi sensului forYelor 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. SoluĠii de montare a pinionului de atac

Pentru realizarea prestrângerii (fig.6.3,a) se utilizeaz< piuliYele 1 (cu sisteme de asigurare a poziYiei) de pe arborii pinioanelor de atac. Şaibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmenYilor servesc la reglarea jocului acestora. La construcYiile recente de autoturisme s-a renunYat la soluYia de mai înainte, înlocuindu-se şaibele de reglaj cu o bucş< deformabil< montat< între cei doi rulmenYi, sau între rulmentul dinspre flanşa pinionului şi un um<r al acestuia. In figura 6.4 sunt prezentate soluYiile de pretensionare cu bucş< elastic< (1), utilizate de câteva firme constructoare de autoturisme de teren.

a) b) c)

Fig.6.4. SoluĠii de pretensionare a lagărelor pinionului de atac: a-- Lada Niva; b-Suzuki Vitara; c-Ford, Mercedes, ARO


204

Avantajul acestei soluYii const< în aceea c< pretensionarea rulmenYilor se asigur< de la primul montaj, f<când posibil< automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea iniYial< este menYinut< constant< timp îndelungat.

Montarea coroanei dinYate a angrenajului conic în carterul punYii, prin intermediul carcasei diferenYialului, se face în cele mai frecvente cazuri prin rulmenYi cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmenYii sunt montaYi în “X” (fig. 6.5).

Asigurarea unui montaj bun şi a unei funcYion<ri corecte a angrenajului conic se obYin prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele roYi sunt prev<zute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La soluYia din figura 6.3,a rulmenYii sunt montaYi în carterul transmisiei 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 poziYiei axiale a pinionului. La soluYia din figura 6.3,b, poziYionarea axial< a pinionului se face prin deplasarea manşonului 6 cu ajutorul şurubului 7. PoziYionarea axial< a coroanei din figura 6.4 se face prin deşurubarea, în funcYie de sensul deplas<rii, a uneia dintre piuliYele 1 sau 2 şi înşurubarea celeilalte.

Fig. 6.5. Montarea coroanei dinĠate a transmisiei principale.

Angrenarea corect< se verific< frecvent prin metoda petei de contact dintre flancurile dinYilor în angrenare. Pentru aceasta dinYii pinionului de atac se acoper< cu un strat subYire de vopsea, apoi se învârteşte transmisia principal< în ambele sensuri. In funcYie de m<rimea şi poziYia petei l<sate pe dinYii coroanei se apreciaz< calitatea angren<rii. In tabelul 6.1 sunt date principalele poziYii ale petei de contact şi modul de înl<turare a defecYiunii. Angrenarea se consider< corect< dac< pata l<sata pe coroan< este de minimum 60% din lungimea dintelui şi spre vârful conului.

Dup< verificarea calit<Yii angren<rii, se m<soar< jocul lateral dintre dinYi, care nu trebuie s< dep<şeasc< anumite limite, date în funcYie de modulul danturii (tabelul 6.2). Determinarea m<rimii jocului se poate face prin m<surarea grosimii unei pl<cuYe de plumb dup< ce în prealabil a fost introdus< între danturile roYilor aflate în angrenare.

In vederea realiz<rii unei înalte portanYe şi a funcYion<rii silenYioase, 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 condiYii de mişcare relativ< a roYilor. Ideea de baz< la asigurarea mişc<rilor pe maşinile de lepuit este de a menYine şi îmbun<t<Yi 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 dinYilor. Lepuirea


205

corecteaz< calitatea suprafeYelor conjugate ale dinYilor şi, corespunz<tor unei îndep<rt<ri reduse de material, pata de contact a angrenajului.

Tabelul 6.1 Verificarea angrenării roĠilor dinĠate conice prin determinarea suprafeĠei de

contact cu ajutorul vopselei

PoziYia petei de contact pe roata condus<

Mers înainte Mers înapoi

Metoda de înl<turare a defecYiunii

Sensul deplas<rii coroanei şi pinionului

Pata de vopsea la mijlocul în<lYimii dintelui, deplasat< spre vârful conului

Angrenare corect< a roYilor dinYate

Pata de vopsea spre baza conului

Se apropie coroana de pinion. Dac< prin aceasta se obYine un joc lateral intre dinYi prea mic, se îndep<rteaz<pinionul

Pata de vopsea spre vârful conului

Se îndep<rteaz< coroana de pinion. Dac< prin aceasta se obYine un joc lateral intre dinYi prea mare, se apropie pinionul

Pata de vopsea la vârful dintelui

Se apropie pinionul de coroan<. Dac< prin aceasta se obYine un joc lateral intre dinYi prea mic, se îndep<rteaz< coroana

Pata de vopsea la baza dintelui

Se îndep<rteaz< pinionul de coroan< Dac< prin aceasta se obYine un joc lateral Intre dinYi prea mare, se apropie coroana


206

Tabelul 6.2

Jocul între flancurile dinYilor în cazul angrenajelor conice

Modulul [mm] 4 6 9 12 25 Jocul între flancurile

dinYilor în planul normal, [mm]

0,1…0,15

0,15…0,20

0,20…0,30

0,30…0,40

0,50…0,75

In figura 6.6 este prezentat< construcYia a dou< transmisii principale simple cu angrenaje de roYi dinYate conice. ConstrucYia din figura 6.6,a, pentru un autoturism cu punte rigid<, are pinionul de atac 1 montat în consol< prin rulmenYii 2 direct în carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului şi poziYionarea axial< a acestuia faY< de coroana 16 se realizeaz< prin şaibele 8, piesele fiind strânse de piuliYa 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 dinYat< 16 se fixeaz< prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferenYialului. Ansamblul de rulmenYi 11 este fixat de carter prin intermediul semilag<relor 13. Reglarea coroanei se face cu ajutorul piuliYelor 10, asigurate în poziYia reglat< de siguranYele basculante 12. ConstrucYia din figura 6.6,b, asem<n<toare construcYiei de mai înainte, este destinat< unui autoturism cu punte cu roYi independente, când transmisia principal< împreun< cu diferenYialul 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 dinYilor, cât şi configuraYiei geometrice a ansamblului, care permite construcYia unor lag<re rigide; - metodele de prelucrare existente permit obYinerea unui contact liniar între dinYi, respectiv posibilitatea controlului lungimii petei de contact, ceea ce aduce un plus de creştere a capacit<Yii portante; - datorit< alunec<rii între dinYi (în lungul dintelui), angrenajele hipoide funcYioneaz< mai liniştit decât angrenajele conice cu dinYi curbi; - tehnologia de execuYie a roYilor hipoide este, în principiu, aceeaşi ca cea a roYilor conice cu dantur< curb<, prelucrarea f<când-se pe aceleaşi utilaje. La folosirea angrenajelor hipoide trebuie s< se Yin< seama de faptul c< prezenYa alunec<rii între dinYi, mult mai mare ca la angrenajele conice, creeaz< tendinYa spre o uzur< mai pronunYat< de abraziune, decât la oboseal<. Pentru aceasta sunt necesare m<suri suplimentare legate de calitatea suprafeYelor dinYilor, 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


207

a)

b)

Fig

.6.6

.Tip

uri c

onst

ruct

ive

de tr

ansm

isii

pri

ncip

ale

cu a

ngre

naje

de

roĠi

dinĠ

ate

coni

ce


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 poziYia 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< situaYii, diametrul pinionului va rezulta mai mare sau mai mic decât al pinionului conic de referinY< (echivalent). Din motive de creştere a capacit<Yii portante a angrenajului pentru automobile, angrenajul hipoid se foloseşte în toate cazurile în forma în care deplasarea aduce o m<rire a diametrului pinionului.

ConstrucYia unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentat< în figura 6.8.

Fig.6.8. ConstrucĠia transmisiei principale cu angrenaj hipoid

La automobilele organizate dup< soluYia “totul spate”, sau “totul faY<”, 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


209

diferenYialului între carterul ambreiajului şi cutia de viteze. La transmisia principal<, compus< din pinionul 2 şi coroana 3 a diferenYialului, 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. ConstrucĠia transmisiei principale la autoturismele

de tipul “totul faĠa” cu dispunerea longitudinală a motorului

Când motorul este dispus transversal, transmisia principal< este organizat< sub forma unui angrenaj de roYi cilindrice 1 şi 2 cu axe fixe (fig.6.10). Pentru sporirea rigidit<Yii arborilor cutiei de viteze şi pentru deplasarea carterului punYii 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 diferenYialului, împreun< cu diferenYialul, sunt dispuse în carterul punYii, plasat în zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determin< forYe axiale mult mai mici faY< de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lag<rele diferenYialului, se utilizeaz< de regul< rulmenYi radiali axiali cu bile.

Fig.6.10. ConstrucĠia transmisiei principale pentru dispunerea transversală a motorului


210

La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru desc<rcarea rulmenYilor arborelui secundar de forYele axiale din angrenajele cu dinYi înclinaYi ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adopt< pentru sensul înclin<rii dinYilor pinionului acelaşi sens ca pentru roYile dinYate din cutia de viteze.

6.2.2. Elemente de calculul transmisiei principale Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare şi verificare a angrenajelor de roYi dinYate, de dimensionare şi verificare a arborilor şi a rulmenYilor. 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 relaYia relaYia:

`iMM cvMc η⋅⋅= 1 , (6.1)

în care: icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treapt<; este

randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

'η

Pentru automobile cu mai mult de o punte motoare, când distribuYia momentului motor nu este precizat<, momentul de calcul se determin< prin reducerea la transmisia principal< a momentului capabil la roYi prin aderenY< cu ajutorul relaYiei:

``i

rZM dmax

c η⋅⋅ϕ⋅

=0

, (6.2)

unde: Z este reacYiunea dinamic< normal< la puntea calculat<; ϕmax =0,7…0,8- coeficientul de aderenY<; rd- raza dinamic< a roYii motoare; i0-raportul de

transmitere al transmisiei principale; - randamentul transmisiei de la roYile

motoare la angrenajul transmisiei principale calculate.

''η

b. IndicaYii privind calculul de rezistenY< şi dimensionare al

angrenajelor de roYi dinYate conice. VariaYia în<lYimii dinYilor roYilor dinYate conice determin< o rigiditate variabil< în lungul dinYilor şi, de aici, o distribuYie neuniform< a sarcinii. ExperienYa a confirmat c< în calculele de rezistenY< se obYin rezultate satisf<c<toare dac< se consider< rezistenYa roYii conice egal< cu rezistenYa unei roYi cilindrice având urm<toarele caracteristici: diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roYii conice în secYiunea medie a dintelui; modulul corespunz<tor modulului roYii conice în aceeaşi secYiune; profilul dinYilor corespunz<tor profilului dinYilor roYii echivalente. Roata echivalent< se obYine prin desf<şurarea conului mediu pe un plan. Num<rul de dinYi al roYilor echivalente ale angrenajului conic se determin< cu relaYiile;

m

echcoscos

zz

β⋅δ=

31

11 ;

mech

coscos

zz

β⋅δ=

32

22 (6.3)


211

în care: z1este num<rul de dinYi ai pinionului de atac; z2- num<rul de dinYi ai coroanei; δ1 şi δ2 –unghiul conului de divizare al pinionului, respectiv al coroanei (tab. 6.3); βm-unghiul mediu de înclinare al dinYilor. RoYile de înlocuire fiind elemente imaginare de calcul, se lucreaz< pentru numerele de dinYi ai roYilor echivalente cu numerele fracYionare rezultate din calcul. Pe baza acestor considerente, prin analogie cu relaYiile de calcul stabilite pentru roYile dinYate cilindrice (v. cap.4-cutii de viteze), se poate efectua calculul de dimensionare şi verificare la uzur< al roYilor dinYate 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 relaYia :

1

1

z

sinb

cos

mm

m

nmedf

δ⋅+

β= , (6.4)

în care b este l<Yimea de lucru a danturii. Pentru l<Yimea de lucru a danturii se recomand< b=(6…8).mmed. Parametrii geometrici pentru angrenajele conice cu dinYi drepYi sau curbi, utilizând notaYiile din figura 6.11, sunt prezentaYi în tabelul 6.4. Determinarea dimensiunilor conform acestui tabel presupune cunoaşterea unor date iniYiale stabilite din condiYii cinematice şi constructive, dup< cum urmeaz<:

Fig.6.11. Parametrii geometrici ai

angrenajelor de roĠi dinĠate conice cu dinti drepĠi sau curbi

-num<rul de dinYi 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. IndicaYii privind calculul de rezistenY< 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 condiYia constructiv< (z1, z2, Dd2 şi E), iar în final s< aleag< acel angrenaj la care raza de curbur< a dinYilor corespunde posibilit<Yilor de reglaj ale unui cap portcuYite 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, bineînYeles cu respectarea unghiurilor medii de înclinare βmed1 şi βmed2, spre a menYine forYele ce acYioneaz< în lag<re în jurul valorilor forYelor axiale din lag<rele arborelui secundar datorate angrenajelor de roYi dinYate ce formeaz< treptele cutiei de viteze. In aceste condiYii dimensionarea roYilor componente solicit< un volum mare de calcule, datorit< necesit<Yii de a se calcula prin taton<ri un num<r mare de angrenaje, din care se alege unul corespunz<tor.


212

Tabelul 6.3 Calculul parametrilor angrenajelor conice cu dinYi drepYi şi curbi Denumirea NotaYii şi relaYii de calcul

parametrului Roata conduc<toare (pinion) Roata condus<(coroan<) Num<rul de dinYi z1( se adopt< z1min ≥ 5) z2=z1

.i Unghiul de angrenare în secYiune

normal< α=200

L<Yimea danturii b Unghiul de înclinare al dintelui

în secYiunea medie a danturii βm-pentru roYile cu dinYi drepYi şi “zerol”βm=0

pentru celelalte βm=35…40 o

Coeficientul în<lYimii capului de referinY< normal şi frontal

fon=1 (STAS 6844-80); fof= foncosβ

Coeficientul jocului de referinY< la fund, normal şi frontal

ωon=0,2 (STAS 6844-80); ωof= ωoncosβ

Unghiul conului de divizare

2

11 z

zarctg=δ 12 90 δ−=δ o

Num<rul de dinYi al roYii echivalente

mech

coscos

zz

β⋅δ=

31

11

mech

coscos

zz

β⋅δ=

32

22

Deplasarea specific< în secYiune frontal<

ξf1=ξf2

Lungimea generatoarei conului de divizare 150

222

12

2

1

1 +=δ

=δ

= izm,sin

zm

sin

zmL f

ff

Adâncimea de lucru a a dinYilor he=2fof mf

Jocul la fund c=ωof .mf

În<lYimea dintelui h1=h2=h=he+c În<lYimea capului a1=mf(fof+ξf) a2=he-a1

În<lYimea piciorului b1=h-a1 b2=h-a2

Diametrul de divizare Dd1=z1mf Dd2=z2mf Unghiul piciorului dintelui

L

barctg 1

1 =γ L

barctg 2

2 =γ

Unghiul conului exterior δe1=δ1+γ2 δe2=δ2+γ1 Unghiul conului interior δi1=δ1-γ2 δi2=δ2-γ2

Diametrul de vârf De1=Dd1+2a1cosδ1 De2=Dd2+2a2cosδ2 DistanYa de la vârful conului

pân< la dantur< 111

11 2

δ−δ

= sinatg

DH d 221

21

22 2

δ−δ

= sinatg

DH d

Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

τ+

βα

ξ+π

=m

nff cosf

tgmS 2

21

S2=πmf-S1

Pentru aceasta, calculul se desf<şoar< iterativ, dup< metode specifice

dezvoltate în organe de maşini. In aceste condiYii, pentru predimensionarea transmisiilor principale simple cu angrenaje hipoide se prezint< o metod< simplificat< de calcul, în care calculul de rezistenY< al danturi hipoide se poate face dup< indicaYiile de la angrenajele conice.


213

Fig

. 6

.12

. Par

amet

rii g

eom

etri

ci a

i ang

rena

jelo

r hi

poid

e


214

Deplasarea hipoid< E se determin< în funcYie de diametrul de divizare

exterior al coroanei (roYii conduse a angrenajului) cu relaYia: E 0,25≤ .Dd2 (6.5)

Dac< Mc este momentul de calcul exprimat în Nm, diametrul de divizare Dd2 se apreciaz< orientativ cu relaYia:

32 310270 cd M),,(D ⋅−= (6.6)

L<Yimea B a coroanei se determin< cu relaYia:

( ) 22 3

116601250 GD,...,B e ≤⋅= (6.7)

în care G2 este lungimea maxim< a generatoarei conului de divizare al roYii 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<Yime a coroanei cu relaYia:

2

2

Db

MK c

⋅⋅

= (6.8)

Dac< Mc s-a calculat cu relaYia (6.1), înc<rcarea specific< admisibil< nu trebuie s< dep<şeasc< 1150 MPa iar dac< Mc s-a calculat cu relaYia (6.2), înc<rcarea specific< admisibil< are valorile de 600-750 MPa.

Parametrii geometrici pentru angrenajele hipoide, utilizând notaYiile din figura 6.12, sunt prezentaYi în tabelul 6.4.

Tabelul 6.4 Calculul parametrilor geometrici ai angrenajelor hipoide cu dinYi în arc

de cerc şi cu în<lYime variabil< Denumirea parametrului NotaYii RelaYii de calcul

Num<rul de dinYi ai pinionului (z1) fa2

Coeficientul în<lYimii capului dintelui roYii conduse

fa2

6 7 8

9…20

0,110 0,113 0,150 0,170

Modulul normal mediu mnmed

1

1

1

2

12m

medm

medn cos

z

Dcos

z

Dm

medβ⋅=β⋅=

Jocul radial j j=0,125hl+0,1 hl- în<lYimea de lucru a dintelui

În<lYimea total< a dintelui h h=hl+j În<lYimea piciorului b b1=a2+j

b2=fa2mnmd

În<lYimea capului a a1=hl-b=(1,9-fa2)mnmed a2=(2,137-fa2 )mnmed


215

Tabelul 6.4 (continuare) Denumirea parametrului NotaYii RelaYii de calcul

Unghiul capului dintelui,

[rad]

γe2

-pentru z1 9≥ 222

22

2m

ae cossin

z

fβδ=γ

-pentru z1 8≤ 222

22

61m

ae cossin

z

f,βδ=γ

Unghiul piciorului dintelui, [rad]

γi2

-pentru z1 9≥ 222

22

2mi cossin

z

bβδ=γ

-pentru z1 8≤ 222

22

61mi cossin

z

b,βδ=γ

Unghiul conului de divizare al pinionului

δ1 sin δ1=cos δ2 cos ε

Unghiul dintre proiecYia normalei şi axa coroanei

ϕ ϕ+

=ϕcosRR

Etg

medmed 12

Valoarea aproximativ< a unghiului dintre proiecYia normalei şi axa coroanei

'ϕ

122 medmed

'

RtgR

Etg

+δ=ϕ

Unghiul dintre proiecYia normalei şi axa pinionului

ε sin ε=tg ϕ tg δ2

Lungimea medie a generatoarei conului de divizare

Gmed

1

11 δ

=sin

RG med

med 2

22 δ

=sin

RmedmedG

DiferenYa dintre unghiurile spiralei coroanei şi pinionului

µ cos µ=tgδ1 tg δ2

Unghiul dintelui pinionului

βmed2

µ

−=β

sink

Ktg med

1

1

Unghiul conului de divizare

δ2

δ⋅=δ Kz

z

d

Ectg

c 2

12

6dc –diametrul capului

portcuYite

Unghiul dintelui coroanei

βmed2 µ

−µ=β

sink

costg med

1

2

Lungimea maxim< a generatoarei conului de divizare

G2

G2=Gmed2+B/2

Lungimea minim< a generatoarei conului de divizare

Gm2 Gm2=Gmed2 – B/2

Diametrul exterior al pinionului

De1

δ+δ+= 111

111 2

2 cosasinB

RD mede

Diametrul coroanei De2 ( )22222 2 δ+δ= cosbsinGDe

DistanYa de la planul mediu al roYii conduse la axa pinionului

I2 I2=Rmed1cos ϕ

DistanYa de la planul mediu al pinionului la axa coroanei

I1 I1= Rmed1cos ε


216

d. IndicaYii privind calculul de dimensionare şi verificare a arborilor şi lag<relor. Calculul arborilor transmisiilor principale cuprinde: determinarea schemei de înc<rcare a arborilor, calculul reacYiunilor, calculul momentului de torsiune şi încovoiere, determinarea diametrului şi verificarea la rigiditate.

Pentru calculul forYelor transmise la arbori de c<tre roYile în angrenare se consider< forYa normal< de angrenare Fn care acYioneaz< la mijlocul dinYilor (fig. 6.13) cu cele trei componente: tangenYial< Ft, radial< Fr, şi axial< Fa.

ForYa normal< şi componentele ei dup< cele trei direcYii se calculeaz< cu relaYiile din tabelul 6.5. La danturi conice drepte, componenta radial< Fr acYioneaz< spre axa roYii, iar cea axial< Fa , dinspre vârful conului de divizare spre roat<. La danturi conice înclinate sau curbe, funcYie de anumiYi 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 înc<rcare a arborilor pentru determinarea reacYiunilor din lag<re este prezentat< în

tabelul 6.10. Pentru calculul reacYiunilor din 1ag<rele de montare în carterul transmisiei principale se utilizeaz< relaYii analoage celor stabilite la calculul reacYiunilor din lag<rele arborilor cutiilor de viteze.

Fig.6.13. ForĠele din angrenajul conic

Pentru calculul reacYiunilor axiale care acYioneaz< asupra rulmenYilor cu role conice se folosesc, funcYie de tipul montajului utilizat, relaYiile din tabelul 6.6.

CoeficienYii y, funcYie de limita raportului RV

Fe a

⋅= , au valorile y=0 pentru

eVR

Fa < , şi y=0,4.ctg α, pentru eVR

Fa > , unde: Fa este forYa axial< din arbore; R -

rezultanta geometric< a reacYiunilor Z şi Y (tabelul 6.7); α - unghiul nominal de contact (unghiul dintre direcYia de acYionare a sarcinii pe bile şi un plan perpendicular pe axa rulmentului).

Pentru verificarea rigidit<Yii transmisiei principale, pe baza schemelor din tabelul 6.6, se procedeaz< ca la arborii din cutiile de viteze. S<geYile obYinute se compar< cu limitele recomandate (v. fig. 6.2). Având reacYiunile din lag<re, se poate face calculul pentru alegerea rulmenYilor dup< metoda prezentat< la cutia de viteze.

Mecanismele de putere ale punĠii motoare

217

Tabelul 6.5

RelaĠii pentru calculul forĠelor din angrenajele ortogonale de roĠi dinĠate Roata conducătoare (pinion)

1

12

dm

ct

D

MF = ; ( )111 δβ±δα

β= cossinsintg

cos

FF mn

m

ta ;

( )111 δβ±δαβ

= sinsincostgcos

FF mn

m

tr ;

nmdm

c

nm

tn

coscosD

M

coscos

FF

αβ=

αβ=

1

12

Sensul de: Semnul folosit în relaĠie pentru Schema înclinare a dinĠilor rotire a roĠii ForĠa axială ForĠa radială

dreapta

sens orar (dreapta)

+

-

dreapta

sens antiorar (stânga)

+

-

stânga

sens orar (dreapta)

-

+

stânga


+

-

Roata condusă (coroana)

2

22

dm

ct

D

MF = ; ( )222 δβ±δα

β= cossinsintg

cos

FF mn

m

ta ;

( )222 δβ±δαβ

= sinsincostgcos

FF mn

m

tr ;

nmdm

c

nm

tn

coscosD

M

coscos

FF

αβ=

αβ=

2

22

stânga


-

+

stânga

sens orar (dreapta)

+

-

dreapta


+

-

dreapta

sens orar (dreapta)

-

+


218

Tabelul 6.6 Schema pentru calculul reacĠiunilor din lagărele transmisiei principale

Schema angrenajului

Schema de înc<rcare Pentru determinarea

reacYiunilor din lag<re

ObservaYii

ReacYiunile axiale din rulmenYii conici (XA,, XB,,

XC, XD) se calculeaz< dup< indicaYiile din tabelul 5.8

6.3. DiferenĠialul

6.3.1.Necesitatea diferenĠialului ca mecanism al punĠii motoare DiferenYialul 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 roYi motoare, oferind totodat< roYilor punYii posibilitatea, ca în funcYie de condiYiile autopropuls<rii, s< se roteasc< cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiYii de autopropulsare care impun roYilor s< se roteasc< cu viteze unghiulare diferite sunt urm<toarele:

- deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioar< curbei are de parcurs un spaYiu mai mic decât roata exterioar< curbei;

- deplasarea rectilinie pe c<i netede, când roYile punYii au de parcurs spaYii egale iar automobilul, din diverse cauze, are roYile punYii cu raze inegale; diferenYa dintre raze poate fi datorat< presiunii inegale din pneuri, repartiz<rii înc<rc<turii asimetric faYa de axa longitudinal< a automobilului, pneurilor la cele dou< roYi de simbol diferit, sau grad diferit de uzur<;

- deplasarea rectilinie pe c<i cu denivel<ri când, datorit< distribuYiei aleatoare a denivel<rilor sub form< de gropi şi ridic<turi, roYile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.

In condiYiile de mai înainte, în lipsa diferenYialului, în mecanismele punYii apar înc<rc<ri suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.


219

Tabelul 6.7 RelaĠiile de calcul pentru forĠele axiale care acĠionează asupra

rulmenĠilor cu role conice

Tipul angrenajului CondiĠii de încărcare Sarcini axiale

B

B

A

A

Y

R

Y

R≥

Fa ≥ 0

A

AA

Y

R,X

50=

XB=Fa+XA

Montaj în “O”

B

B

A

A

Y

R

Y

R<

−≥

A

A

B

Ba

Y

R

Y

R,F 50

A

AA

Y

R,X

50=

XB=Fa+XA

Montaj în “X”

B

B

A

A

Y

R

Y

R<

−<

A

A

B

Ba

Y

R

Y

R,F 50

XA=XB-Fa

B

BB

Y

R,X

50=

Montaj în “O”

B

B

A

A

Y

R

Y

R≤

Fa ≥ 0

XA=Fa+XB

B

BB

Y

R,X

50=

B

B

A

A

Y

R

Y

R>

−≥

B

B

A

Aa

Y

R

Y

R,F 50

XA=XB+Fa

B

BB

Y

R,X

50=

Montaj în “X”

B

B

A

A

Y

R

Y

R>

−<

B

B

A

Aa

Y

R

Y

R,F 50

A

AA

Y

R,X

50=

XB=XA-Fa


220

Fig.6.14. Modelul plan al punĠii in viraj

Pentru a evidenYia funcYionarea diferenYialului în figura 6.14,a este prezentat< o punte motoare care, dup< parcurgerea unui segment rectiliniu al traiectoriei, intr< pe o porYiune curb< cu raza de virare R . Pentru ca roata interioar< 2 şi exterioar< 1, având vitezele unghiulare de rotaYie 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<Yii pneului, în proporYia dat< de relaYia:

2

2

2

1

2

1

BR

BR

v

v

r

r

r

r

−

+== (6.9)

în care: rr1 şi rr2 sunt razele de rulare în viraj ale roYilor 1 şi 2; B - ecartamentul punYii; v1 şi v2 –vitezele periferice ale roYilor punYii.

Dac< se admite modificarea razei de rulare funcYie de forYa la roat< FR şi coeficientul de elasticitate tangenYial< al pneului K, liniar< de forma:

Ror Fkrr ⋅−= , razele de rulare ale roYilor în viraj vor fi:

111 Ror Fkrr ⋅−= ; 212 Ror Fkrr ⋅−= , (6.10)

unde: ro1, şi ro2 sunt razele de rulare corespunz<toare forYelor tangenYiale la roYile libere (roYi conduse). Prin înlocuirea relaYiilor (6.10) în relaYia cinematic< a virajului (relaYia 6.9), se obYin între forYele la roata 1, (FR1), şi la roata 2, (FR2), relaYiile:

−

+−

+=

22

221 B

RK

Br

BR

BR

FF oRR ;

+

−+

−=

22

212 B

RK

Br

BR

BR

FF oRR (6.11)


221

CondiYia dinamic< de autopropulsare pe traiectorie este determinat< de bilanYul de tracYiune prin relaYia:

FR1+ FR2=ΣR, (6.12) unde ΣR este suma rezistenYelor la înaintare.

Prin rezolvarea sistemului de ecuaYii (6.11) şi (6.12), se obYin, pentru forYele la roYile 1 şi 2 relaYiile:

−

+Σ−

=

2

22

1B

RK

BrR

R

BR

F oR ;

+

−Σ+

=

2

22

2B

RK

BrR

R

BR

F cR (6.13)

In relaYiile (6.13), dac<

+

<Σ

2

BRK

BrR o , atunci < 0, iar roata

interioar< 2 se comport< ca o roat< frânat<. Puterea corespunz<toare acestei forYe, numit< putere suplimentar< sau putere parazit<, P

2RF

R2=FR2.v2 (unde v2=rr2

.ω este viteza de translaYie a centrului roYii 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).

DiferenYialul este un mecanism de tipul mecanismelor planetare diferenYiale (cu mobilitatea M=2), la care numai axa central< este baz<. ConstrucYia diferenYialului este caracterizat< de existenYa forYelor de frecare între elementele sale aflate în contact, astfel c< prin aceste forYe se realizeaz< leg<tura la baz< a elementelor mecanismului şi diferenYialul se blocheaz< (M=0). La blocarea diferenYialului, când el se roteşte în jurul axei centrale ca un tot unitar, roYile punYii se rotesc cu viteze unghiulare egale.

Când momentul corespunz<tor puterii suplimentare (“puterii parazite”), este mai mare decât momentul forYelor de frecare dintre elementele diferenYialului, care reprezint< leg<tura de blocare a diferenYialului, atunci prin desfacerea leg<turii, diferenYialul va intra în funcYiune ca mecanism planetar monomobil (M=1) şi va permite roYilor punYii s< se roteasc< cu viteze unghiulare diferite în sensul m<ririi vitezei unghiulare de rotaYie a roYii exterioare virajului şi micşorând-o pe cea a roYii interioare virajului. Se deduce c< m<rimea ce comand< funcYionarea diferenYialului este fluxul de putere ce încarc< suplimentar puntea în condiYiile în care se impun viteze unghiulare diferite la roYile motoare.

In lipsa diferenYialului, apariYia “puterii parazite” la roYile punYii determin<: sporirea solicit<rilor din mecanismele punYii, creşterea pierderilor mecanice prin creşterea puterii transmise, sporirea consumului de combustibil şi a uzurii anvelopelor, reducerea manevrabilit<Yii şi stabilit<Yii automobilului. Din analiza relaYiei (6.13) se observ< c< apariYia “puterii parazite” este favorizat< de: deplasarea pe c<i cu rezistenY< mic< la înaintare; pneuri de diametru mare şi rigide (K mic); viraje cu raze de curbur< mic<.


222

6.3.2.Cinematica şi dinamica diferenYialului

a. Cinematica diferenYialului. DiferenYialul utilizat la automobile este, în general, cu roYi dinYate conice. Elementele unui astfel de diferenYial (fig. 6.15) sunt: pinioanele planetare 2 şi 6, fixe pe arborii 7 ai transmisiilor la roYile motoare, sateliYii 5, aflaYi permanent în angrenare cu roYile planetare 2 şi 6, braYul portsatelit (axul) 4 şi carcasa 3 a diferenYialului. Elementul conduc<tor al mecanismului este braYul 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 diferenYialului se aplic< metoda opririi imaginare a elementului conduc<tor (metoda Willis). Metoda const< în a imprima braYului portsatelit o mişcare egal< cu mişcarea lui real<, dar de sens opus, când mecanismul planetar devine mecanism cu axe fixe. Mecanismele obYinute unul din altul prin metoda descris<, datorit< invariaYiei mişc<rilor relative, sunt transmisii echivalente cinematic.

Fig. 6.15. Schema cinematică a diferentialului

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 ω7-ω3. Pentru mecanismul cu axe fixe asociat, raportul de transmitere de la arborele 1 la arborele 7 este:

ttanconsR

R==

ω−ωω−ω

−=−2

6

37

3171i (6.14)

unde R6 şi R2 sunt razele de rostogolire ale roYilor planetare 6 şi 2. RelaYia (6.14) poate fi scris< şi sub forma:

( ) 01 7177131 =⋅ω++⋅ω−ω −− ii (6.15)

Pentru diferenYiale simetrice (R6=R2), relaYia (6.14) va deveni: 02 731 =ω+ω⋅−ω (6.16)

Vitezele unghiulare cu care sateliYii se vor roti în jurul axelor sunt date de relaYia:

ωs=5

6

5

6715 22 R

R

R

R⋅

ω∆=⋅

ω−ω=ω , (6.17)

unde ∆ω= 71 ω−ω este diferenYa dintre vitezele unghiulare ale roYilor punYii. Din relaYiile (6.16) şi (6.17), în funcYie de condiYiile de deplasare ale

automobilului, se desprind urm<toarele st<ri cinematice de funcYionare ale diferenYialului:


223

• deplasare rectilinie pe căi netede: în acest caz, în ipoteza roYilor egale, când roYile au de parcurs spaYii egale, se obYine c< ω1=ω7, rezult< din relaYia (6.17) ωs=0, ceea ce înseamn< c< diferenYialul nu funcYioneaz<, roYile punYii comportând-se ca în cazul unei leg<turi directe între ele printr-un arbore rigid.

• deplasare în viraj sau rectiliniu pe căi cu denivelări: parcurgerea de c<tre roYi a unor spaYii inegale se obYine când ω1 ≠ ω7. Pentru ω7 >ω1, vitezele unghiulare ale roYilor planetare sunt:

236

5537

ω∆+ω=⋅ω+ω=ω

R

R>

232

5531

ω∆−ω=⋅ω−ω=

R

Rω , (6.18)

iar pentru ω1 >ω7, vitezele unghiulare ale roYilor planetare sunt:

232

5531

ω∆+ω=⋅ω+ω=ω

R

R>

236

5537

ω∆−ω=⋅ω−ω=ω

R

R, (6.19)

astfel încât, cu cât se m<reşte viteza unghiular< a roYii planetare în avans, cu atât se reduce viteza unghiular< a roYii întârziate. Pentru un automobil, cu ecartamentul punYii motoare B, care se deplaseaz< cu viteza va pe o traiectorie curb< cu raza de virare R, din condiYia cinematic< de virare se obYine:

R

B

r

v

r

a ⋅=ω∆ , (6.20)

unde rr este raza medie de rulare a roYilor punYii. Se deduce de aici (relaYia 6.20), c< diferenYa vitezelor unghiulare ale

roYilor este direct proporYional< cu creşterea vitezei automobilului şi a ecartamentului punYii şi invers proporYional< cu creşterea dimensiunilor radiale ale roYii şi razei de virare.

• oprirea bruscă a elementului conducător al puntii motoare: la o asemenea oprire, care determin< blocarea carcasei diferenYialului (ω3=0), se obYine

, adic< roYile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri

contrare. Aceast< situaYie de funcYionare a diferenYialului este deosebit de periculoas< dac< apare în timpul deplas<rii cu viteze mari, deoarece automobilul, pivotând în jurul punYii din spate, îşi pierde stabilitatea. Pentru preîntâmpinarea unei astfel de situaYii, toate dispozitivele de frânare ale automobilului sunt plasate, faY< de circuitul fluxului puterii de autopropulsare, în aval de diferenYial.

71 ω−=ω

•deplasarea pe căi cu aderenĠă scăzută: aderenYa sc<zut< a c<ii poate determina ca, la o anumit< valoare a forYei la roat<, una dintre roYi s< încep< s< patineze. Fenomenul patin<rii roYii este echivalent cu reducerea vitezei de translaYie a centrului roYii, roata tinzând s< ramân< în urma celeilalte roYi. Aceast< tendinY< este compensat< de diferenYial, care, intrând în funcYiune, reduce turaYia roYii în avans şi o sporeşte pe cea a roYii încetinite. Compensarea reducerii vitezei de translaYie se poate face pân< când ∆ω atinge valoarea maxim< (∆ω)max=2ω3.. La aceast< valoare a diferenYei vitezelor unghiulare ale roYilor, conform relaYiei (6.18) sau (6.19), funcYie de roata la care a ap<rut tendinYa de patinare, vitezele unghiulare de rotaYie ale roYilor devin:

ω1=2ω3 şi ω7=0, când roata antrenat< de arborele 1 tinde s< patineze;


224

ω7=2ω3 şi ω1=0, când roata antrenat< de arborele 7 tinde s< patineze. Aceast< situaYie, echivalent< fizic opririi roYii aflate în stare de aderenY< şi

transmiterii întregului flux de putere c<tre roata care patineaz<, determin< pierderea capacit<Yii de autopropulsare a automobilului. Preîntâmpinarea situaYiei se face prin impiedicarea diferenYialului de a funcYiona, lucru posibil de realizat prin blocarea diferenYialului, cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferenYialului, prin generarea unor forYe 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 condiYia de echilibru dinamic al satelitului, acesta este împ<rYit în p<rYi egale roYilor planetare 2 şi 6, adic<: .

23

2

MM = şi

23

6

MM = (6.21)

Când ω1 7ω≠ , datorit< vitezelor relative dintre elementele diferenYialului,

apar forYe de frecare, care, reduse la arborii planetari 1 şi 7, vor da un moment de frecare Mf cu sens opus tendinYei de modificare a vitezei unghiulare.

BilanYul de putere al diferentialului este:

2

71337711

ω−ω⋅−ω⋅=ω⋅+ω⋅ fMMMM (6.22)

Xinând seama de relaYia (6.16), se deduce relaYia 2

713

ω+ω=ω , astfel c<

din relaYia (6.22) se transform< pentru ω1>ω7, în:

022

377

311 =

+−⋅ω+

−−⋅ω ff MM

MMM

M (6.23)

Deoarece vitezele unghiulare de rotaYie ale roYilor punYii, ω1 şi ω2, nu sunt nule, rezult< c< relaYia (6.23) este adev<rat< când:

23

1fMM

M−

= ; 2

37

fMMM

+= (6.24)

Când ω1 <ω7, procedând similar, se obYin momentele:

23

1fMM

M+

= ; 2

371

fMMM

−= (6.25)

Din relaYiile (6.24) şi (6.25) se observ< c< momentele ce revin celor doi arbori planetari nu sunt egale, diferenYa dintre momente fiind cu atât mai mare, cu cât momentul corespunz<tor frec<rii interne din diferenYial este mai mare.

Raportul supraunitar al celor dou< momente, notat cu λ, se numeşte coeficient de blocare al diferenYialului. Pentru cazul în care ω1>ω7,

2

23

3

1

7

f

f

MM

MM

M

M

−

+

==λ (6.26)


225

Din relaYia (6.26) se obYin, pentru momentele transmise arborilor planetari, expresiile:

- pentru arborele întârziat: ;MMλ+

λ=

131 (6.27)

- pentru arborele în avans: .MMλ+

λ=

137

Din relaYiile (6.27) se abserv< c< arborele planetar al roYii întârziate este cu atât mai înc<rcat faY< de arbarele planetar al roYii în avans, cu cât coeficientul de blocare λ, deci momentul de frecare Mf, este mai mare.

Pentru ca diferenYialul cu puterea de frecare 2

21 ω−ω⋅= ff MP s<-şi

îndeplineasc< rolul s<u cinematic, trebuie ca puterea suplimentar< (“puterea parazit<”), s< fie mai mare decât Pf. La diferenYiale 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< condiYii de funcYionare cinematic< a diferenYialului. La deplasarea pe c<i cu rezistenYe mari şi cu aderenY< sc<zut<, când “puterea parazit<” este mic<, aceste diferenYiale nu vor funcYiona, puntea comportându-se ca o punte f<r< diferenYial. In acest fel se evit< situaYia patin<rii totale a uneia dintre roYi şi blocarea celeilalte.

6.3.3. ConstrucYia diferenYialului In construcYia diferenYialelor se disting mai multe soluYii, grupate astfel: • dup< caracteristicile cinematice se deosebesc diferenYiale simetrice şi

diferentiale asimetrice; • dup< caracteristicile dinamice, exprimate prin m<rimea frec<rii interne,

diferenYialele pot fi: diferenYiale simple, diferenYiale blocabile şi diferenYiale autoblocabile;

In afara utiliz<rii diferenYialului ca mecanism al punYii motoare, în construcYia de automobile diferenYialul se foloseşte şi ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4x4 (cap.7).

Deoarece diferenYialele 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< soluYii constructive de diferenYiale cu roYi dinYate conice. Carcasa 4 a diferenYialului (fig.6.16,a), solidar< de coroana dinYat< 2 a transmisiei principale, se roteşte datorit< mişc<rii primite de la transmisia principal<. In carcas< sunt dispuşi sateliYii 3 şi 6 care angreneaz< în permanenY< cu 2 roYi planetare, fiecare comun< cu câte unul din arborii planetari 1 şi 5. Fixarea sateliYilor în carcas< se face prin bolYul 7. Pentru a asigura o centrare bun< şi o angrenare corect< a sateliYilor cu roYile planetare, la construcYia din fig.6.16, b suprafaYa frontal< a sateliYilor este sferic<.

Constructiv, funcYie de tipul şi de destinatia automobilului, sateliYii sunt în num<r de 2 sau de 4, montaYi echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor


226

planetare. Acest montaj asigur< anularea sarcinilor radiale în pinioane şi reducerea dimensiunile roYilor dinYate prin m<rirea num<rului de dinYi aflaYi simultan în angrenare. Elementele componente ale unui diferenYial cu patru sateliYi sunt prezentate în figura 6.17.

a) b) Fig. 6.16. ConstrucYia diferenYialului simplu cu roYi dinYate conice

Fig. 6.17. Elementele componente ale diferenYialului cu patru sateliYi

şi cu angrenaje de roYi dinYate conice In figura 6.18 se reprezint< schema cinematic< şi construcYia unui

diferenYial simplu cu roYi dinYate cilindrice. SateliYii cilindrici 3 şi 4, angrenaYi între ei, sunt simultan în angrenare - primul 3 cu roata planetar< 1, iar al doilea 4 cu roata planetar< 2. Elementul conduc<tor al diferenYialului este carcasa 5, care este antrenat< de transmisia principal<. Constructiv, aceste diferenYiale sunt realizate cu 4 sau cu 6 sateliYi montaYi pereche.

6.3.4. Elemente de calculul diferenYialului Calculul de rezistenY< al diferenYialelor cuprinde calculul roYilor planetare,

calculul sateliYilor şi al axelor sateliYilor.


227

Fig. 6.18. Organizarea cinematic< şi construcYia diferenYialului cu roYi dinYate cilindrice

Pentru calculul organologic este necesar să se stabilească, pe baza fluxului

de putere care circulă prin elementele diferenĠialului, momentele de calcul. In figura 6.19 este reprezentată schema fluxului de puteri într-un diferenĠial simetric

cu roĠi dinĠate conice, când ω . ''' ω<Puterile corespunzătoare din

diferenĠial sunt:

Fig.6.19. CirculaYia puterilor

în diferenYial

P=201

'''

cvM iiMω+ω

⋅⋅⋅ - puterea

transmisă de transmisia principală carcasei diferenĠialului (MM este momentul maxim al motorului; icv1 - raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă de viteze; io - raportul de transmitere al transmisiei principale);

P '' =f 2

'''''fM

ω−ω - puterea de frecare transmisă de arborele în avans

carcasei diferenĠialului;

P ' =f 2

''''fM

ω−ω - puterea de frecare transmisă de carcasă arborelui

planetar întârziat;

P'= - puterea transmisă de carcasă axelor sateliĠilor; 'f

''f PPP −+

'f

'

PP

+2

- puterea transmisă arborelui planetar întârziat;

''fP

P−

21 - puterea transmisă arborelui planetar în avans.


228

Pentru diferenYialele cu propriet<Yi de blocare simetrice ( ),

fluxul de putere care circul< prin angrenajele de roYi dinYate este egal cu fluxul de putere primit de carcas< de la transmisia principal<. Deci, momentul de calcul pentru roYile dinYate este:

f'f

''f PPP ==

N

iiMM cvM

cc01 ⋅⋅

= , (6.28)

unde N este num<rul sateliYilor. Momentul de calcul pentru îmbinarea roYilor planetare cu arbori planetari şi

pentru arborii planetari este:

λ+

λ⋅⋅⋅=

ω

+=

111 ocvMf

C iiMPP

M , (6.29)

unde λ este coeficientul de blocare al diferenYialului. Calculul de dimensionare şi verificare al angrenajelor conice din diferenYial

se face dup< metodologia descris< pentru roYi dinYate conice cu dantur< dreapt<. Calculul axului sateliYilor se face sub

acYiunea forYelor ce acYioneaz< asupra sateliYilor (fig. 6.20).

Fig.6.20. Schema de calcul al diferenĠialului

Sub acYiunea forYei F=2.Ft (Ft este forYa tangenYial< din angrenajul satelit-pinion planetar), axul sateliYilor este solicitat la forfecare şi strivire. Eforturile unitare de forfecare ce iau naştere se calculeaz< cu relaYia:

201

2

44

dRN

iiM

d

F

m

cvMf ⋅π⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅π⋅

=τ (6.30)

în care: Rm este raza medie de divizare a pinionului planetar; d – diametrul axului. Eforturile unitare de strivire dintre axul sateliYilor şi satelit se calculeaz< cu relaYia:

1

01

11 hdRN

iiM

hd

F

m

cvMs ⋅⋅⋅

⋅⋅=

⋅=σ (6.31)

Strivirea dintre axul satelitului şi carcasa diferenYialului se verific< cu relaYia:

=⋅

⋅=σ

2

12 hd

R

RF m

s21

01

hdRN

iiM cvM

⋅⋅⋅⋅⋅

(6.32)

Datorit< solicit<rilor la care sunt supuse axele sateliYilor, acestea se execut< din oYeluri aliate cu conYinut redus de carbon.


229

In vederea ridic<rii rezistenYei la uzur<, uneori axele sateliYilor se ar<mesc pe toat< suprafaYa 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 sateliYilor.

Sub acYiunea forYelor axiale rezultate din angrenarea satelitului cu roYile planetare, suprafaYa de contact dintre satelit şi carcasa diferenYialului este solicitat< la strivire. Eforturile unitare de strivire ce apar pe aceast< suprafaY< se determin< cu relaYia:

( ) δ⋅α⋅−⋅⋅⋅π⋅⋅⋅

=σ sintgddRN

iiM

m

ocvMs 22

1

13

4 (6.33)

Calculul asambl<rii cu caneluri dintre roYile 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<Yi funcYionale independente ce fac

leg<tura între roYile planetare ale diferenYialului şi butucii roYilor motoare ale automobilului, cu rolul de a transmite fluxul de putere pentru autopropulsare.

In cazul punYilor motoare spate la care transmisia principal< şi diferenYialul sunt montate de partea nesuspendat< a maselor automobilului, când poziYia relativ< dintre roYile motoare şi diferenYial este invariabil<, se utilizeaz< arbori planetari rigizi.

Când poziYia relativ< dintre roYile motoare şi diferenYial este variabil<, se utilizeaz< arbori planetari articulaYi. Structural, arborii planetari au în componenYa lor cuplaje unghiulare (CU), cuplaje axiale (CA) şi cuplaje unghiular-axiale (CUA). Arborii planetari articulaYi (fig.6.21), în funcYie de tipul mecanismului de ghidare al roYilor, pot forma:

Fig.6.21. Transmisii transversale

- transmisie bimobil< (fig. 6.21, a), obYinut< 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), obYinut< 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 axial<;


230

- transmisie pentamobil< sau transmisie universal<, obYinut< 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 translaYii relative (mobilitate axial< şi transversal<) şi dou< rotaYii relative (mobilitate unghiular<) între arborii 1 şi 2 aflaYi în rotaYie, a c<ror poziYie 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 obYine prin înserierea a dou< articulaYii cardanice şi prin respectarea unor condiYii de montare.

ArticulaYia bicardanic< cu cruce, cunoscut< sub numele de cuplaj HOOKE, (fig. 6.22) se obYine 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, articulaYiile bicardanice cu cruce se prev<d, de obicei, cu dispozitive de centrare, care asigur< o interdependenY< între cele dou< unghiuri prin menYinerea furcii intermediare în planul bisector al furcilor exterioare.

Fig. 6.22. Cuplaje unghiulare bicardanice fără dispozitiv de centrare

La articulaYia 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 articulaYiei 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.


231

a) b)

Fig. 6.23. Cuplaje unghiulare bicardanice cu dispozitiv de centrare

Cuplajul Tracta (fig. 6.24) asigur< transmiterea sincron< a mişc<rii de rotaYie între arborii cuplaYi, leg<tura dintre elementele cuplajului fiind realizat< prin cuple de translaYie. Forma şi poziYia cuplelor de translaYie dintre furcile 1 şi 4 ale cuplajului şi elementele intermediare 2 şi 3 (fig. 6.24, a) asigur< simetria construcYiei şi deci transmiterea sincron< a mişc<rii de rotaYie. 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: construcYie simpl< şi compact<; nu necesit< condiYii deosebite de ungere sau de întreYinere; 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 susYinerea lag<relor arborilor. Se utilizeaz< în special la antrenarea roYilor motoare şi a roYilor de direcYie ale autoturismelor cu capacitate m<rit< de trecere, destinate s< lucreze în condiYii grele.

b. Cuplajele unghiulare cu elemente de rulare. Au la baz< un mecanism spaYial desmodrom simetric format din dou< elemente, condiYia de simetrie fiind asigurat< de cupla de centrare dintre elemente, care, pentru îmbun<t<Yirea condiYiilor de transmitere a mişc<rii, este realizat< cu elemente intermediare de rulare. Cuplajele unghiulare de acest tip mai des întâlnite în construcYia de automobile sunt cuplajele de tip Weiss şi Rzeppa.


232

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 forYelor 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 rotaYie între arborele conduc<tor 1 şi condus 2 prin intermediul corpurilor de rulare 3, menYinute în acelaşi plan de colivia 4. PoziYionarea 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< poziYionare a coliviei în planul bisector, dar

forYele 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.

Fig.6.26. Cuplaj unghiular Rzeppa

Cuplajele Rzeppa sunt utilizate la turaYii de pân< la 1500 rot/min şi unghiuri de 42…450 între arbori.


233

Fig. 6.27. Cuplaj unghiular Rzeppa cu căi 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 autopoziYionat< (v. fig. 6.26 şi 6.27), la care c<ile de rulare ale elementului condus sunt drepte, iar poziYionarea elementelor de rulare în planul de simetrie se realizeaz< de c<tre colivia ghidat< sferic în carcasa exterioar< a cuplajului, se obYin 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 telescopică


234

b.Cuplaje tripode. La baza cuplajelor tripode simple se g<seşte cupla cinematic< complex< trimobil<, obYinut< 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<Yilor comune a tuturor cuplelor componente. In cazul de mai înainte, mobilit<Yile comune relative

sunt ω şi V , deci cuplele cinematice tripode sunt unghiular-axiale. yx , 2121 ωy

21

In figura 6.31 se reprezint< o variant< a cuplajului unghiular-axial tripod cu larg< utilizare la autoturismele cu puntea din faY< motoare.

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

La acest cuplaj, mişcarea cu alunecare (mai ales în timpul funcYion<rii ca şi

cuplaj axial) este înlocuit< parYial prin mişcarea de rulare a galeYilor sferici 1 în c<ile de rulare ale elementului 3. Pentru reducerea pierderilor prin frecarea dintre galeYii 1 şi fusurile elementului tripod 2, la unele construcYii se utilizeaz< galeYi sferici, montaYi pe ace, sau role.

Elementul tripod 2 este montat prin caneluri pe arborele 4. Raportul de transmitere i pentru cuplajul tripod cu galeYi sferici este:


235

i=1-3.λ .sin3ϕs, (6.34) având valorile extreme: imax=1+3.λ; imin=1 –3.λ, (6.35) unde λ este un parametru definit de relaYia:

α⋅α+α−

⋅⋅

= tgcos

cos

l

r

1

1

2λ , (6.36)

elementele r, l, α, ϕ3 fiind date în figura 6.32 (notaYiile p<rYilor componente corespund fig. 6.31).

Fig. 6.32. Elementele cinematice ale cuplajului tripod

Din relaYiile 6.34 şi 6.35 rezult< c< mecanismul tripod cu galeYi 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 spaYiale 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.

Fig.6.33. Cuplajul unghiular tripod

Prin limitarea deplas<rii axiale, cuplajul tripod unghiular-axial devine cuplaj unghiular. ConstrucYia unui cuplaj unghiular tripod cu galeYi sferici este reprezentat< în figura 6.33. Limitarea axial< se realizeaz< prin clema 3 (element elastic), care fixeaz< axial elementul tripod 2 de furca condus< l.


236

6.4.4. Transmisii universale

Transmisia universal< este un lanY cinematic pentamobil, destinat transmiterii f1uxului de putere prin mişcare de rotaYie, între arborii a c<ror poziYie relativ< este variabil<, fiind posibile trei translaYii relative (mobilitate axial< şi transversal<) şi dou< rotaYii relative (mobilitate unghiular<).

Transmisiile universale (fig. 6.34) se obYin prin înserierea cuplajelor mobile prezentate mai înainte şi reprezint< arborii planetari ai punYilor motoare la care exist< mişcare relativ< între roYi şi partea central< a punYii.

Fig. 6.34. Tipuri constructive de transmisii universale


237

Transmisia universal< din figura 6.34, a, este realizat< prin înserierea a dou< cuplaje unghiulare de tip cardanic 2 şi 4 (articulaYii cardanice cu cruce) cu un cuplaj axial 3 de tip telescopic. Furca conduc<toare a articulaYiei 4 se monteaz< prin şuruburi de o flanş< a pinionului planetar al diferenYialului, iar furca condus< 1 a articulaYiei 2, de butucul roYii.

Transmisia universal< Rzeppa (fig. 6.34,b) se obYine 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 obYine prin înserierea cuplajului tripod unghiular-axial cu galeYii 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 obYine 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 organiz<rii tracYiunii asupra

performanYelor

FaY< de soluYia de organizare a transmisiei, 4x2 cu puntea motoare spate (PMS), 4x2 cu puntea motoare faY< (PMF) şi 4x4, prezint< interes definirea limitelor de oportunitate ale fiec<rei soluYii şi a segmentului din industria de autoturisme pentru care fiecare soluYie adoptat< reprezint< o posibilitate cert< de creştere a performanYelor.

7.1.1. CondiYiile de rulare ale roYilor motoare

Rularea roYilor de automobil este o consecinY< a forYelor şi momentelor care acYioneaz< asupra lor, iar autopropulsarea automobilului este rezultatul interacYiunii dintre roYile motoare cu calea de rulare şi dintre roYi şi automobil.

Transmiterea puterii motorului la roYile motoare prin componentele transmisiei este caracterizat< de pierderi datorate frec<rilor. Aceste pierderi, apreciate prin randamentul transmisiei (ηtr), fac ca puterea transmis< roYilor motoare s< fie: trR PP η⋅= (7.1)

Asem<n<tor relaYiei dintre componentele fluxului de putere al motorului, putere, moment şi turaYie, şi pentru fluxul de putere primit de roata motoare poate fi scris< o relaYie de forma:

RRR MP ω⋅= (7.2.)

unde: MR este momentul la roata de propulsie; 30

RR

n⋅π=ω - viteza

unghiular< a roYii; nR -turaYia roYilor motoare. Din relatia 7.2, Yinând seama de prezent<rile anterioare, se obYine:

TracYiunea integral<

239

trRRR MM η⋅ω⋅=ω⋅ sau: ωω⋅η⋅= R

trR MM (7.3.)

Cum raportul dintre cele dou< viteze unghiulare reprezint< raportul de transmitere al transmisiei pentru momentul la roata de propulsie, se defineşte relaYia:

trtrR iMM ⋅η⋅= sau: trcvR iiMM η⋅⋅⋅= 0 (7.4.)

unde: M – este momentul motorului; itr - raportul de transmitere al transmisiei; icv - raportul de transmitere al cutiei de viteze; i0 - raportul de transmiterea al transmisiei principale.

Pentru roata motoare rigid<, (figura 7.1) aflat< în rulare pe o cale neted<, nedeformabil<, considerând numai acYiunea momentului de propulsie la roat< (MR), în acelaşi sens cu viteza unghiular< a roYii (ωR), ce determin< rularea în sensul vitezei v a autovehiculului, din condiYii statice de echilibru rezult<, pentru cuplul de forYe FR, expresia:

r

MF R

R = (7.5.)

unde: r – raza roYii motoare rigide. ForYa FR, aplicat< tangenYial cu

raza, reprezint< acYiunea momentului la roat< asupra roYii motoare şi se numeşte forYa la roat<. Pentru roata considerat< rigid<, forYa FR aplicat< în centrul O al roYii reprezint< acYiunea roYii motoare asupra autovehiculului.

În cazul roYilor reale ale autovehiculului, deformabile, procesul rul<rii roYilor pe cale este însoYit de deformaYii consumatoare de energie, astfel c< acYiunea roYii motoare asupra autovehiculului va fi forYa Ft, mai mic< decât forYa FR definit< de relaYia (7.5):

Fig.7.1. AcĠiunea momentului de

propulsie asupra roĠii rigide

Rt FF < (7.6)

unde: Ft este forĠa de tracĠiune a autovehiculului. DiferenY< FR-Ft, datorat< exclusiv rul<rii roYilor pe cale, reprezint<

rezistenYa la rulare Rr. In cazul roYilor motoare ia naştere o forY< de tracYiune:

rR

rRt Rr

MRFF −=−= (7.7.)

Aceast< forY< activ< reprezint< acYiunea roYii motoare asupra autovehiculului şi ia naştere ca urmare a transferului energiei mecanice a motorului la roata motoare a automobilului.

In figura 7.2 se prezint< un model mecanic echivalent roYii motoare în regim de mers accelerat.


240

AcYiunea de propulsie a grupului motopropulsor se manifest< asupra roYii prin momentul la roat< de propulsie MR. Leg<tura roYii cu automobilul, prin fuzeta O, este înlocuit< cu forYa de greutate GR şi forYa de tracYiune Ft, prima reprezentând partea din greutatea autovehiculului repartizat< roYii, iar cea de-a doua, forYa cu care autovehiculul se opune mişc<rii dup< definiYia şi sensul axei O x.

Leg<tura roYii cu calea, prin suprafaYa de contact, s-a înlocuit cu reacYiunea normal< ZR şi reacYiunea tangenYial< XR, forYe ce reprezint< rezultatele presiunilor normale şi respectiv tangenYiale ce iau naştere în suprafaYa de

contact roat<-cale. ReacYiunea tangenYiala XR se numeşte forY< de aderenY<.

Fig. 7.2. Modelul mecanic echivalent al roYii motoare în mişcare accelerat<

Rularea roYii pe cale determin<, la reducerea componentei ZR în centrul contactului roat< cale, momentul Mrul numit momentul rezistenYei la rulare.

Regimul tranzitoriu al roYii ≠ 0

dt

dv şi

≠

ω0

dt

d R este considerat prin

forYa de inerYie Fi, cu care roata de mas< mR se opune m<ririi vitezei de translaYie, şi prin momentul Mi cu care roata cu momentul de inerYie JR în raport cu axa sa se opune acceler<rii rotirii roYilor.

În sistemul de axe xOz, ecuaYiile de echilibru ale roYii motoare sunt:

=⋅−−−=−

=−−⇒

===

∑∑∑

0

0

0

0

0

0

dRruliR

RR

it

o

y

x

rXMMM

GX

FFX

M

F

F

(7.8.)

Din sistemul (7.8), pentru n=const. şi ωR=const., se obYine:

ruldRR MrXM +⋅= , relaYie care reprezint< o expresie a momentului aplicat roYii în funcYie de forYa de aderenY< XR şi momentul rezistenYei la rulare. Deoarece forYa de aderenY< XR este limitat< de valoarea ei maxim< numit< aderenY<: ,

unde ϕ este coeficientul de aderent<, se obYin: Rmax ZX ⋅ϕ=

•când XR=Xmax= RZ⋅ϕ ( )frZMrXM dRruldmaxRmax+ϕ⋅⋅=+⋅=

•când XR=0 frZMM dRrulRmin⋅⋅== ,

sau, prin grupare: ( )ϕ+⋅⋅≤≤ϕ⋅⋅ frZMrZ dRRdR (7.9.)

SemnificaYia relaYiei (7.9) este c< rularea roYii motoare este posibil< când asupra ei se exercit< din partea transmisiei un moment mai mare decât momentul rezistenYei la rulare, de la a c<rui valoare este posibil< rostogolirea roYii pe cale, dar cel mult egal cu momentul aderenYei, peste a c<rui valoare începe patinarea roYii.


241

7.1.2. Limite de oportunitate în adoptarea tracYiunii integrale la

autoturisme In ceea ce priveşte tendinYa actual< de extindere a tracYiunii integrale la zeci de tipuri de autoturisme de teren sau de oraş, de mare importanY< este definirea limitelor de oportunitate ale soluYiei şi a segmentului din industria de autoturisme pentru care tracYiunea integral< reprezint< o posibilitate cert< de creştere a performanYelor.

Schema forYelor ce acYioneaz< asupra unui automobil cu dou< punYi, care se deplaseaz< rectiliniu, cu vitez< variabil< pe o cale cu înclinare longitudinal<, este prezentat< în figura 7.3,a, în conformitate cu care se pot scrie relaYiile din figura 7.3,b.

( )

( )

+α−⋅α=

+α+⋅α=

α⋅=+α⋅++=+

sinGL

bcosGZ

sinGL

acosGZ

cosGZZ

sinGRRXX

aa

aa

a

ada

1

2

21

21

−⋅

+⋅

L

hR

L

hR

L

hR

L

hR

aa

gd

aa

gd

b)

Fig. 7.3. Autopropulsarea automobilului: a-modelul mecanic echivalent al automobilului ; b- condiYii de echilibru

Pe baza modelului din figura 7.3, şi notând: i

ii Z

X=ζ cu i=1,2, între

reacYiunile longitudinale X1 si X2, exist< sistemul de ecuaYii:

( )

( )

α⋅⋅=ζ

⋅ζ⋅−+⋅−

α⋅⋅=⋅+ζ

⋅ζ⋅+

cosGaX

hLXh

cosGbXhX

hL

agg

agg

2

221

11

11

(7.10)

cu soluYiile:

( )

( )

α⋅⋅ζ−ζ⋅−

ζ⋅+⋅ζ=

α⋅⋅ζ−ζ⋅−

ζ⋅−⋅ζ=

cosGhL

haX

cosGhL

hbX

ag

g

ag

g

12

222

12

211

(7.11)

FuncYie de modul de organizare a tracYiunii, forYele tangenYiale specifice ζ1,2 au valorile extreme:

ζ=ϕ pentru roYile punYii motoare; ζ=-f pentru roYile punYii nemotoare. unde ϕ este coeficientul de aderenY<, iar f este coeficientul rezistenYei la rulare.


242

a). Autoturisme cu capacitate m<rit< de trecere. Având în vedere

destinaYia acestor autoturisme, aprecierea organiz<rii generale a tracYiunii se face prin forĠa specifică de tracĠiune, definit< prin raportul dintre suma reacYiunilor longitudinale şi greutatea automobilului. Pentru cele trei moduri posibile de organizare a tracYiunii la autoturismele cu dou< punYi, în tabelul 7.1 sunt prezentate forYele specifice de tracYiune.

Tabelul 7.1 ForYe specifice de tracYiune

Nr. crt.

SoluYia de organizare a tracYiunii ForYa specific< de tracYiune

1.

Puntea motoare faYa

(4x2 PMF)

( )α⋅ϕ⋅

−ϕ⋅−

⋅−=γ cos

fL

hL

hf

L

b

g

g

F

1

2.

Puntea motoare spate

(4x2 PMS) ( )

α⋅ϕ⋅−ϕ⋅−

⋅+=γ cos

fL

hL

hf

L

a

g

g

S

1

3. TracYiune integral< (4x4) α⋅ϕ=γ cosT

In figura 7.4 sunt prezentate relaYiile din tabelul 7.1, pentru α=0, când parametrii centrului de mas< a/L, b/L şi hg/L, au valorile limit< din tabelul 7.2. Deoarece, în general, raportul ϕ/f=5…50, (tabelul 7.3), în figura 7.4, termenii care cuprind pe f au fost neglijaYi faYa de ceilalYi termeni ai relaYiilor. Din compararea forYelor specifice de tracYiune pentru cele trei moduri de

organizare a tracYiunii rezult< c< tracYiunea integral< asigur< întotdeauna, la limita aderenYei, calit<Yi de tracYiune îmbun<t<Yite celorlalte dou< soluYii. Din figura 7. 4 se observ< c< la rularea pe o cale cu coeficient de aderenY< ϕ=0,8, pentru fiecare kg din masa automobilului se pot realiza urm<toarele forYe de tracYiune:

Fig.7.4. ForĠe specifice de tracĠiune

-între 3…4 N pentru 4x2 PMF; -între 4,2…5,5 N pentru 4x2 PMS -de 8N pentru 4x4.

Considerând valoarea maxim< posibil< la soluYia 4x2 PMF obYinut< la ϕ=0,8, rezult< c< în varianta 4x2 PMS valoarea se obYine pe o cale cu


243

coeficientul mediu de aderenY< ϕ=0,6, iar în varianta 4x4 pe o cale cu ϕ=0,3…0,4. ObservaYia de mai înainte poate fi interpretat< astfel: capacitatea dinamic< de trecere a variantei 4x4 pe o cale cu coeficientul mic de aderenY< (ϕ=0,3…0,4) este egal< cu capacitatea dinamic< de trecere a celorlalte dou< soluYii pe o cale cu coeficientul mediu de aderenY< (ϕ= 0,6…0,8).

Tabelul 7.2 Valori medii pentru parametrii centrului de mas<

Parametru Starea a/L b/L hg/L

Gol 0,40…0,50 0,60…0,50 0,150…0,250 Înc<rcat 0,45…0,55 0,55…0,40 0,160…0,250

Tabelul 7.3.

Valori medii pentru coeficienYii ce caracterizeaz< rularea roYilor Coeficientul de aderent< pentru pneuri de Natura

c<ii Starea

c<ii înalt< presiune

joas< presiune

capacitate mare de trecere

Coeficientul de rezistenY< la

rulare Bun<

Satisf<c<toare 0,012…0,018

0,018…0,022

Asfalt sau beton Uscat<

Umed< Cu mâzg<

0,60…0,80 0,45…0,55 0,25…0,45

0,80…0,90 0,45…0,60 0,25…0,40

0,70…0,80 0,50…0,60 0.25…0,40

Drum de p<mânt

Uscat< Dup< ploaie Desfundat<

0,40…0,50 0,20…0,40 0,15…0,25

0,55…0,65 0,30…0,45 0,15…0,25

0,55…0,65 0,40…0,50 0,20…0,30

0,025…0,050 0,050…0,15 0,10…0,25

Drum cu z<pad<

Afânata B<t<torit<

0,20…0,30 0,15…0,20

0,20…0,40 0,20…0,25

0,20…0,40 0,30…0,50

0,07…0,10 0,025…0,03

Faptul c< prin tracYiunea integral< se pot realiza forYe de tracYiune mai mari

decât în cazul celorlalte soluYii pentru acelaşi coeficient de aderenY< prezint< importanY< deosebit< numai în condiYiile de aderenY< sc<zut< şi rezistenYe specifice mari ale c<ii (caracteristici ale terenului greu), unde limitarea forYelor de aderenY< face imposibil< materializarea momentelor mari de propulsie. Pentru astfel de cazuri soluYia 4x4 ofer< posibilit<Yi de sporire a performanYelor dinamice de trecere ale autoturismului. In plus, prin posibilit<Yile de influenY< a limitei de aderenY< în funcYie de modul de organizare a tracYiunii, se realizeaz< menYinerea unei traiectorii stabile pe c<i cu aderenY< sc<zut<. Asigurarea tracYiunii în condiYii de z<pad<, polei, noroi etc. devine fundamental< pentru asigurarea unei conduceri sigure. Roata motoare nu poate transmite, aşa cum s-a ar<tat mai înainte, forYe infinite, ci limitate prin efectele de aderenY< cu calea. Dac< asupra unei roYi înc<rcat< cu moment de propulsie MR care produce forYa de aderenY< longitudinal< X, mai acYioneaz< şi o forYa transversal< Fy, -cel mai adesea forYa centrifug< din viraje- atunci, reacYiunea c<ii asupra roYii va avea şi o


244

component< de aderenY< transversal< Y, numit< forYa lateral< de ghidare, evident Y=Fy. Rezultanta forYelor de aderenY< X şi Y nu va putea dep<şi ca valoare forYa de aderenY< permis< pe cale:

RR GZYX ⋅ϕ=⋅ϕ≤+ 22 (7.12)

decât cu riscul apariYiei alunec<rii laterale a roYii. Xinând seama c< la limit< relaYia (7.12) devine:

(7.13) 2222RZYX ⋅ϕ=+

rezult< c<, oricare ar fi raportul componentelor X şi Y, rezultanta lor nu poate dep<şi perimetrul cercului cu raza RG⋅ϕ , numit cercul aderenĠei.

Se constat< cu uşurinY< c< limita superioar< a forYei de ghidare lateral< a roYii depinde de m<rimea forYei tangenYiale la roat< Ft=X prin relaYia:

222 XZF Rmaxymax −⋅ϕ==Y (7.14)

respectiv, la reducerea componentei longitudinale a aderenYei, se sporeşte capacitatea de ghidare lateral< a roYii, respectiv se îmbun<t<Yeşte capacitatea roYii de a se menYine stabil< pe traiectoria comandat< de conducere. In figura 7.5 se prezint< deplasarea comparativ<, în condiYii dinamice şi de aderenY< identice, a aceluiaşi autoturism, cu greut<Yi egal repartizate pe punYi, dar având în primul caz (fig.7.5,a) puntea motoare în faY< iar în al doilea caz (fig.7.5,b) tracYiunea 4x4.

a) b)

Fig. 7.5. ForĠe de aderenĠă în viraj: a-automobil cu puntea motoare în faYa; b-automobil 4x4


245

Dac< în ambele situaYii, pentru autopropulsare, este necesar< o forY< de tracYiune X, sub limita aderenYei automobilului cu puntea motoare în faY<,

, atunci la deplasarea în viraj capacitatea de ghidare laterala a roYilor va

fi: 1ZX ⋅ϕ<

• pentru automobilul cu puntea motoare în faY<: 22

12

1 XZY −⋅ϕ= (7.15)

•pentru automobilul 4x4:

122

1

222

2 4

3

2YXY

XZY z >⋅+=

−⋅ϕ= (7.16)

La limit<, considerând 1ZX ⋅ϕ= se obYin, din relaYia (7.14), Y1=0, iar din

relaYia (7.15), Y2= X, ⋅860X =⋅2

3, ceea ce înseamn< c< dac< automobilul cu

puntea motoare în faY< va derapa spre exteriorul curbei, automobilul cu tracYiunea integral< va p<stra o traiectorie stabil< în viraj, capacitatea de ghidare lateral< a roYilor putând ajunge, faY< de momentul derap<rii în primul caz, la peste 80% din forYa longitudinal< de aderenY<.

b.Autoturisme cu capacitate de demarare ridicat<. Aprecierea capacit<Yii de demarare se face cu ajutorul acceleraYiei automobilului, definit< din ecuaYia general< de mişcare rectilinie pe cale orizontal< cu relaYia :

( arRa

RRFmt

V−−

⋅δ=

1

d

d ) , (7.17)

unde FR este forYa la roat<; Rr - rezistenYa la rulare; Ra - rezistenYa aerului; δ - coeficientul de influenY< al maselor în mişcare de rotaYie; ma – masa automobilului. Notând FR-Rr = XR, se obYine valoarea acceleraYiei:

( )a

a

a

a

a

RaR

a m

Rg

m

R

G

XgRX

mt

V

⋅δ−γ⋅

δ=

⋅δ−⋅

δ=−

⋅δ=

1

d

d (7.18)

În figura 7.6 sunt reprezentate valorile acceleraYiilor automobilului, definite cu relaYia (7.18) pentru cele trei moduri de organizare a tracYiunii, în funcYie de valoarea coeficientului de aderenY<, când parametrii geometrici ai centrului de mas< variaz< în limitele indicate în tabelul 7.2.

O prim< observaYie desprins< din figura 7.6 const< în faptul c<, în funcYie de modul de organizare al tracYiunii, capacitatea maxim< de demarare a variantei 4x2 cu PMF pe o cale foarte bun<, uscat< (ϕ =0,8) se poate realiza pe aceeaşi cale ud< (ϕ=0,6) în varianta 4x2 cu PMS sau acoperit< cu z<pad< ( ϕ= 0,3…0,4) în varianta 4x4. In funcYie de modul de organizare a tracYiunii, pentru valori egale ale coeficienYilor de aderenY<, se pot obYine acceleraYii maxime limitate de aderenY< în intervalele:


246

aF=(0,3…0,5) aT, sau aS=(0,7…0,5)aT. Rezult< c< pentru

demarajul în limita aderenYei soluYia tracYiunii integrale este superioar< celorlalte moduri de organizare a tracYiunii.

Aspectele consemnate mai înainte prezint< interes când transmisia este capabil< s< dezvolte fluxuri de putere pentru autopropulsare în limita admis< de aderenY<. Pentru a evidenYia limitele în care modul de organizare al tracYiunii prezint< interes în creşterea performanYelor de demarare, se propune ca indice de apreciere raportul dintre puterea medie dezvoltat< de motor în intervalul vitezelor de demarare şi

masa automobilului,

kg

W,

m

P

a

R .

Acest indice are semnificaYia unui nivel de motorizare a autoturismului iar relaYiile pentru calculul s<u în diferite variante de organizare a tracYiunii se prezint< în tabelul 7.4.

Fig.7.6. AcceleraYiile maxime limitate

prin aderenY<

Tabelul 7.4

Puteri capabile la roat<

Nr. crt. SoluYia de organizare a tracYiunii Puterea capabil< la roat</masa automobilului

1.

Puntea motoare faY< (4x2 PMF)

( )( ) α⋅⋅⋅+ϕ

−ϕ⋅−

⋅−=

cosvgf

fL

hL

hf

L

b

m

P

g

g

Fa

R

1

2.

Puntea motoare spate

(4x2 PMS) ( )

( ) α⋅⋅⋅+ϕ⋅−ϕ⋅−

⋅+=

cosvgf

fL

hL

hf

L

a

m

P

g

g

Sa

R

1

3. TracYiune integral< (4x4) α⋅⋅=

cosvg

m

P

Ta

R


247

In figura 7.7 sunt reprezentate variaYiile respectivului indice în funcYie de viteza automobilului pentru un autoturism de clas< medie, profilat aerodinamic, la deplasarea pe o cale orizontal< în stare bun< (f ≅ 0), când coordonatele centrului de mas< sunt în limitele recomandate prin tabelul 7.2. Rezult< c<, în funcYie de modul de organizare a tracYiunii, rapoartele considerate sunt în limitele:

- pentru 4x2 cu PMF:

⋅=

kg

Wv),...,(

m

P

Fa

R 0180 ;

- pentru 4x2 cu PMS:

⋅=

kg

Wv),...,(

m

P

Sa

R 6111 ;

- pentru 4x4 : .kg

Wv),...,(

m

P

Ta

R

⋅=

2202

unde v, exprimat< în km/h, este viteza pân< la care se face demarajul la limita aderenYei.

Fig.7.7. Demararea automobilului la limita aderenĠei

Pe baza acestor rezultate se pot concluziona, referitor la influenYa

organiz<rii tracYiunii asupra performanYelor de demarare, urm<toarele: - pentru autoturismele echipate cu motoare de putere mic< (50...70 kW), organizarea tracYiunii cu puntea motoare în faY< asigur< valorificarea integral< a performanYelor conferite de motor; - pentru autoturismele echipate cu motoare de putere mijlocie şi mare, (80...100 kW), organizarea tracYiunii cu puntea motoare în spate asigur< valorificarea performanYelor conferite de motor;


248

- pentru autoturismele echipate cu motoare de puteri mari şi foarte mari, valorificarea performanYelor de demarare este posibil< numai prin organizarea tracYiunii ca tracYiune integral<. De reYinut c< prin tracYiune integral<: - la autoturismele de teren se obYine sporirea capacit<Yii de trecere în teren greu şi o bun< stabilitate în teren cu aderenY< sc<zut<; - la autoturismele de oraş şi competiYii se obYin acceleraYii mari atât pe c<i aderente cât şi pe c<i alunecoase, cu menYinerea unei traiectorii stabile. Definirea categoriilor de performanY<, a valorilor de performanY< precum şi a ponderii performanYelor de un anumit tip (în cazul de faY< dinamice de trecere sau de demarare), sunt impuse de destinaYia automobilului şi de interesele industriei de automobile, fundamentate pe dorinYele utilizatorului.

7.1.3. Limitarea performanYelor prin soluYia tehnic< de realizare

a tracYiunii integrale

În construcYia transmisiei automobilelor de tipul 4x4 se întâlneşte un subansamblu numit distribuitor (sau cutie de distribuYie), care realizeaz< divizarea fluxului de putere pentru autopropulsare, aval de cutia de viteze, în dou< ramuri transmise direct (sau prin intermediul unor transmisii longitudinale), câte unul fiec<reia dintre punYile faY< şi spate. Pornind de la avantajele tracYiunii integrale, firmele constructoare de automobile au dezvoltat o serie de soluYii de realizare a tracYiunii 4x4 şi anume: •sisteme de distribuire mecanic< fix<, predeterminat<, a momentului motor (leg<tur< cinematic< rigid<); •sisteme de distribuire adaptiv< limitat< a momentului motor (dispozitive f<r< blocare sau cu blocare parYial<); •sisteme cu transfer variabil al momentului motor, controlat din exterior (diferenYiale cu autoreglare vâscoas<); •sisteme de transfer variabil al momentului motor dup< criterii predeterminate (dispozitive cu control electronic al tracYiunii). . SoluYiile tehnice de realizare a tracYiunii integrale cu dispozitive cu blocare, cu blocare parYial< sau f<r< blocare prezint<, în funcYie de soluYia adoptat<, inconveniente legate de fluxurile parazite de putere sau de limitarea tracYiunii la nivelul forYei de tracYiune dezvoltate la puntea sau roata cu cea mai mic< aderenY<.

ObYinerea performanYelor maxime presupune valorificarea integral< a limitelor oferite de aderenY< în toate condiYiile, pentru toate roYile motoare, respectiv asigurarea unei tracYiuni integrale la limita aderenYei prin control automat al momentului la roata de propulsie

a. TracYiunea integral< cu leg<tur< cinematic< rigid< între punYi (dispozitiv cu blocare). În cazul autoturismelor 4x4 cu leg<tur< cinematic< rigid< între punYi (dispozitive cu blocare), toate roYile sunt antrenate cu viteze unghiulare egale. Cu toate c< roYile au viteze unghiulare egale, în anumite condiYii de deplasare vitezele lor tangenYiale pot fi diferite. În asemenea situaYii roYile uneia dintre punYi,


249

în funcYie de aderenY<, se vor comporta ca roYi frânate, cu toate c< sunt acYionate cu momente de propulsie. Acest fenomen este denumit circulaYie de putere (putere parazit<). Pe baza modelului plan simplificat al automobilului cu roYi elastice în virajul cu unghiul mediu θ (fig.7.8) şi a condiYiilor de autopropulsare (relaYia 7.3), pentru reacYiunile tangenYiale longitudinale se obYin expresiile :

( )( )

δ−θ−δ

−δ⋅Σδ+δ−θ

=K

cosrcosrcosR

coscos

rX r 101202

221

11

(7.19)

( ) ( ) ( )

δ−δ−θ

+δ−θ⋅Σδ+δ−θ

=K

cosrcosrcosR

coscos

rX r 202101

121

22

unde : X

1, X

2 sunt forYa de aderenY< longitudinal< la roYile punYii faY< (X1),

respectiv roYile punYii din spate (X2);

rr1

, rr2

- razele de rulare ale

roYilor înc<rcate cu moment de propulsie; r

01, r

02 - razele de rulare ale

roYilor libere; δ1, δ2 - unghiurile de deviaYie lateral< ale pneurilor; θ - unghiul mediu de bracare al roYilor de direcYie; ΣR - suma rezistenYelor la înaintarea automobilului; K - coeficient de elasticitate tangenYial< a pneurilor. Din relaYiile 7.19 se observ< c< dac< se îndeplineşte una din condiYiile:

( )10122 02δ−θ−δ⋅<δ⋅⋅Σ cosrcosrcosKR

( );

( ) 0211 01 2δ−δ−θ⋅<δ−θ⋅⋅Σ cosrcosrcosKR ,

Fig. 7.8. Modelul plan al automobilului

in viraj

roYile corespunz<toare - din faY< sau din spate - cu toate c< sunt înc<rcate cu moment la roat< de propulsie (roYi motoare), acYioneaz< ca roYi frânate (X1<0 sau X2<0), iar organele transmisiei sunt solicitate de forYe suplimentare importante. In acest caz pentru asigurarea autopropuls<rii trebuie ca prin roYile motoare cu forYa X>0 s< se transmit< o putere mai mare decât cea necesar< pentru a învinge rezistenYele la înaintare ale automobilului. Excesul de putere se transmite prin cadru sau prin caroserie de la aceste roYi la roYile cu X<0. De la aceste roYi, puterea suplimentar< (puterea parazit< dat< de forYa de frânare) se transmite la distribuitor şi, mai departe, la roYile cu X<0. Puterile


250

corespunz<toare înc<rc<rilor suplimentare pot ajunge în anumite condiYii la valori care dep<şesc cu mult puterea necesar< pentru a învinge rezistenYele la deplasarea automobilului. Din citirea relaYiilor (7.19) se pot desprinde o serie de factori ce influenYeaz< asupra înc<rc<rilor suplimentare şi anume: DiferenYa razelor de rulare ale roYilor celor dou< punYi Pentru evidenYiere s< consider<m automobilul în mişcare rectilinie (θ=0) neacYionat lateral (δ1=δ2=0). Presupunând c< razele de rulare ale roYilor libere difer< cu ∆r= r02-r01, relaYiile (7.20) devin :

∆

−Σk

rRr

21

1 =r

X şi

∆

+Σ=k

rR

rX r

22

2 (7.20)

DiferenYa ∆r se poate datora presiunii inegale din pneuri (pentru aceeaşi sarcin< pe roat<) sau folosirii unor pneuri care nu sunt identice ca simbol, model, material sau cu grad de uzur<. În figura 7.9,a sunt reprezentate forYele X1 şi X2, date de relaYia (7.20)

funcYie de diferenYa dintre razele roYilor.

Fig. 7.9. Influente exterioare asupra forYelor tangenYiale la roYi:

a- diferenYa razelor roYilor; b- diferenYa razelor roYilor şi a rezistentei totale a drumului

Se desprind urm<toarele observaYii:

- fiecare dintre forYele X1 sau X2, pentru anumite valori ale diferenYei ∆r,

poate deveni forY< de frânare (când apare circulaYia de puteri parazite); - în cazul când una dintre forYe devine negativ<, forYa celeilalte punYi va trebui ca în afar< de suma rezistenYelor la înaintare s< înving< şi forYa de frânare. DiferenYa razelor de rulare ale roYilor şi diferenYa rezistenYei specifice a drumului: Pentru a studia aceste influenYe în relaYiile 7.20 se consider< c< rezistenYa la înaintare ( ), variaz< odat< cu coeficientul rezistenYei specifice a drumului (Ψ).

În figura 7.9,b) s-a reprezentat variaYia forYelor X∑ R

1 şi X

2 funcYie de ∆r la deplasarea

pe drumuri cu rezistenYele specifice Ψ1 şi Ψ2 (Ψ1<Ψ2). Din figura 7.9,b rezult< c< forYele negative apar la o valoare mai mic< a lui ∆r, dac< se circul< pe o cale bun<


251

(Ψ1), iar în cazul circulaYiei pe o cale cu rezistenYe mari (Ψ

2), circulaYia de putere

este posibil s< nu se produc< la valori ∆r întâlnite în practic<. Unghiul de bracare a roĠilor de direcĠie Pentru studiul influenYei unghiului de bracare a roYilor de direcYie se consider< c< sunt rotile au egale razele (r01=r02=r0) şi devierile laterale (δ1=δ2=0). În acest caz, forYele care sunt generate la cele dou< punYi sunt :

( )

θ−−Σθ+

= cosK

rR

cos

rX r 1

10

1 ;

( )

θ−+θ⋅Σθ+

= cosK

rcosR

cos

rX r 1

10

2 (7.21)

Fenomenul de apariYie a înc<rc<rilor suplimentare ale transmiterii este acelaşi ca şi în cazul mersului rectiliniu, când roYile celor dou< punYi au raze diferite. În fig.7.10 s-a trasat variaYia forYelor X

1 şi X

2 date de relaYia 7.21, în funcYie

de unghiul θ. Din figura 7.10 se observ< c< X1 devine forY< de frânare de la o

valoare destul de mic< a unghiului θ, atingând valori negative foarte mari pentru unghiul maxim de bracare.

Pentru comparaYie, pe aceeaşi figur< s-au reprezentat şi forYele X

1 şi X

2

când se Yine seama de deviaYie . Din analiza figurii rezult<

c< X021 ≠δ≠δ

1 şi X

2 scad în valoare absolut< faY<

de cazul în care se neglijeaz< devierea roYilor şi odat< cu aceasta, circulaYia de puteri care rezult< se reduce. Efectele d<un<toare ale puterii corespunz<toare înc<rc<rilor suplimentare sunt urm<toarele: - uzur< sporit< a pneurilor şi organelor transmisiei, din cauz< c< prin ele se transmit puteri mult mai mari decât în cazul deplas<rii normale; - cresc pierderile în organele transmisiei, deci randamentul mecanic al transmisiei ηtr se micşoreaz<; - se m<reşte consumul de combustibil al motorului şi uzura pieselor sale, motorul trebuind s< dezvolte o putere mai mare decât în condiYiile în care nu ar exista înc<rc<ri suplimentare;

Fig. 7.10 InfluenĠa unghiului de bracare al roĠilor asupra forĠelor tangenĠiale la roĠi.

- se reduce capacitatea de deplasare a automobilului în terenuri grele, deoarece se diminueaz< forYa de tracYiune disponibil<.


252

FaY< de influenYele analizate mai înainte, pentru diminuarea efectelor d<un<toare ale puterii corespunz<toare înc<rc<rilor suplimentare, în cazul autoturismelor 4 x 4 cu leg<tur< cinematic< rigid< (blocare) se recomand<: - menYinerea presiunii din pneuri la valorile indicate de firma produc<toare a automobilului; - evitarea virajelor cu raz< mic< (θ mare); - utilizarea de pneuri identice ca simbol, model, structur<, uzur<; - prevederea unui dispozitiv pentru decuplarea punYii faY< la deplasarea pe c<i cu rezistenY< specific< mic< (zonele asfaltate).

b. TracYiunea integral< cu dispozitive f<r< blocare sau cu blocare

parYial<. În cazul tracYiunii integrale cu dispozitive f<r< blocare, în situaYiile cinematice de deplasare care impun viteze tangenYiale diferite la roYile motoare, are loc modificarea vitezelor unghiulare de rotaYie ale roYilor. Se evit< astfel apariYia condiYiilor generatoare de circulaYie parazit< de putere. Pentru a permite antrenarea punYilor motoare cu viteze unghiulare diferite, în construcYia distribuitorului se introduc mecanisme diferenYiale de tip planetar. DiferenYialul ca mecanism distribuitor pentru fluxul de putere între punYi ce permite antrenarea punYilor motoare cu viteze unghiulare diferite este caracterizat de frecare între elementele aflate în contact. Dac< momentul corespunz<tor circulaYiei de puteri parazite este mai mare decât momentul de frecare al diferenYialului, acesta va intra în funcYiune şi va modifica vitezele unghiulare de rotaYie transmise punYilor motoare în relaYia impus< de realizarea vitezelor tangenYiale ale roYilor determinate de condiYiile deplas<rii. În caz contrar, diferenYialul realizeaz< o leg<tur< rigid< între arborii de antrenare ai punYilor. Dup< principiul de funcYionare, diferenYialele pot fi simple (f<r< blocare), autoblocabile (cu blocare parYial<) şi blocabile (cu blocare total<). FaY< de cele patru st<ri cinematice de funcYionare ale unui diferenYial şi anume: viteze unghiulare egale; viteze unghiulare diferite; viteze unghiulare egale dar cu sens contrar; o vitez< unghiular< nul< şi alta dubl< faY< de valoarea de intrare în diferenYial, diferenYialul îşi justific< prezenYa în transmisie pentru realizarea primelor dou< st<ri de funcYionare. Cea de-a treia stare cinematic<, când vitezele unghiulare sunt egale dar de sensuri opuse nu se poate manifesta la diferenYialele interaxiale. Starea a patra se întâlneşte în practic< atunci când roYile uneia din punYi se afl< pe o porYiune de cale cu aderenY< sc<zut<, iar roYile celeilalte punYi ruleaz< pe o cale cu aderenY< suficient<. În acest caz, la o anumit< valoare a forYei la roat<, fluxul de putere parazit< transmis de la puntea cu aderenY< spre cealalt< poate s< dep<şeasc< puterea corespunz<toare forYelor de frecare din diferenYial, astfel încât roYile punYii cu aderenY< devin imobile iar cele ale punYii cu aderenY< insuficient< patineaz<. Ca urmare automobilul îşi pierde capacitatea de autopropulsare. Pentru ca un diferenYial caracterizat de o putere de frecare P

f=M

f .∆ω, unde

Mf este momentul forYelor de frecare şi ∆ω este diferenYa dintre vitezele unghiulare

de antrenare a punYilor, s<-şi îndeplineasc< rolul cinematic, trebuie ca puterea


253

parazit< s< fie mai mare decât Pf . La diferenYialele cu frecare interioar< mare (cu

blocare parYial<), în cazul deplas<rii pe c<i bune, când fluxul posibil al puterii parazite este mare, se realizeaz< totdeauna condiYii de funcYionare cinematic< a diferenYialului. La deplasarea pe c<i de rezistenY< mare şi cu aderenY< sc<zut<, când fluxul puterii parazite este mic, aceste diferenYiale nu vor funcYiona, transmisia comportându-se ca în cazul analizat anterior cu leg<tura rigid< (cu blocare) . Se evit< astfel situaYia patin<rii totale a uneia din punYi şi a bloc<rii roYilor celeilalte punYi. Pentru automobilele 4x4 cu repartiYie egal< a greut<Yii pe punYi se utilizeaz< diferenYiale simetrice asem<n<toare diferenYialelor punYii motoare. Când îns< greutatea este repartizat< inegal pe punYi, se utilizeaz< diferenYiale asimetrice, organizate dup< schemele din figura 7.11.

Fig. 7.11. Organizarea cinematică a diferenĠialelor simple interaxiale

Dac< r2 şi r3 sunt razele de rostogolire ale roYilor planetare 2 şi 3,

momentele transmise arborilor 1 şi 4 pentru antrenarea punYii din faY< (PMF) şi respectiv punYii din spate (PMS), din condiYia de echilibru dinamic al sateliYilor, se

repartizeaz< astfel: 3

2

4

1

r

r

M

M= =K. Dac< se alege constructiv raportul dintre razele

roYilor planetare (K=caracteristica diferenYialului) egal cu cel al reacYiunilor normale la punYile motoare, distribuitorul cu diferenYial interaxial va realiza împ<rYirea momentului motor în p<rYi proporYionale cu greut<Yile aderente ale punYilor, asigurând posibilitatea valorific<rii maxime a aderenYei. Cum raportul dintre reacYiunile normale variaz< în funcYie de înc<rc<tura transportat<, caracteristicile drumului şi regimul de mişcare, prin utilizarea de diferenYiale interaxiale nu se poate asigura valorificarea integral< a posibilit<Yilor oferite de aderenY<. În cazul diferenYialelor, momentul de frecare interior acYioneaz< în sens opus tendinYei de modificare a vitezelor unghiulare. Dac< Mi este momentul transmis unei punYi când 0=ω∆ şi Mfi este momentul de frecare corespunz<tor funcYion<rii diferenYialului ( 0≠ω∆ cu ωI=ω+∆ω), momentul transmis punYii va fi Mi - Mfi , iar când ωI=ω-∆ω , momentul transmis punYii va fi Mi + Mfi. Raportul supraunitar λ dintre cele dou< momente când 0≠ω∆ se numeşte coeficient de blocare al diferenYialului:


254

fii

fii

MM

MM

−

+=λ (7.22)

In funcYie de valoarea acestui parametru, diferenYialele pot fi simple (f<r< blocare), când λ=1,15...1,2, şi autoblocabile (cu blocare parYial<), când λ=2,5...6. Utilizarea în cadrul transmisiei autovehiculelor 4x4 a diferenYialelor interaxiale simple ofer< avantajul elimin<rii circulaYiei puterii parazite în sistemul transmisiei, dar conduce - în acelaşi timp - şi la reducerea calit<Yilor de tracYiune în cazul deplas<rii pe drumuri grele, aceste calit<Yi fiind condiYionate de forYa de tracYiune dezvoltat< la puntea motoare cu aderenY< redus<. Acest dezavantaj poate fi limitat, sau chiar eliminat, prin utilizarea diferenYialelor cu blocare parYial<. Întrucât diferenYialul autoblocabil interaxial înr<ut<Yeşte într-o oarecare m<sur< manevrabilitatea autovehiculului, este necesar ca, atunci când arborele planetar care antreneaz< puntea din faY< are o turaYie mai mare decât cel care antreneaz< puntea din spate (deplasare în viraj), coeficientul de blocare (relatia7.22) s< ia valori minime, iar când turaYia arborelui punYii din faY< (puntea din spate patineaz<), coeficientul de blocare s< ia valori mari. Rezult< c< este raYional ca pentru autovehiculele 4x4 cu repartizare egal< a sarcinii pe punYi s< se utilizeze un diferenYial interaxial simetric din punct de vedere cinematic şi cu propriet<Yi de blocare asimetrice, iar pentru autovehiculele 4x4 cu repartizare integral< a sarcinii pe punYi s< se utilizeze un diferenYial asimetric cinematic şi cu propriet<Yi de blocare asimetrice. Literatura de specialitate prezint< câteva soluYii constructive ale acestor mecanisme, dintre care trei sunt prezentate prin scheme cinematice de organizare în tabelul 7.5. Din tabelul 7.5 se observ< c<, pentru acelaşi tip de diferenYial, valorile coeficientului de blocare pentru cazurile ω1>ω2 şi ω2>ω1 vor fi diferite (ω1 - viteza unghiular< de antrenare a punYii faY< şi ω2 viteza unghiular< de antrenare a punYii spate). De exemplu, pentru un diferenYial autoblocabil asem<n<tor celui prezentat în schema c), la care r

m=5,8 cm; rp=4,8 cm; rd=7,8 cm; R=8,6 cm; r=5 cm; r

s=2,8

cm; rb=2,5 cm; α=20°; β=35°; δ=61°10'; i=5 şi m=0,1, coeficientul de blocare ia în

cele dou< cazuri valorile : λ=1,8 când ω1>ω2 şi λ2=4,8 când ω2>ω1. DiferenYele prezentate în schemele .a) şi c) , au valori constante λ1 şi λ2 , iar diferenYialul din schema. b) la care pentru strângerea cuplajului cu fricYiune se realizeaz< şi cu ajutorul unor arcuri elicoidale, coeficienYii de blocare au valori variabile şi depind de momentul Mcv transmis coroanei diferenYialului Din relaYiile de calcul ale coeficienYilor λ1 şi λ2 pentru diferenYialul din schema b) se poate observa c< dac< strângerea cuplajului cu fricYiune se realizeaz< numai cu ajutorul arcuri (A=0; B=0) atunci propriet<Yile de blocare ale diferenYialului devin simetrice (λ1=λ2) iar utilizarea unei asemenea construcYii a diferenYialului interaxial nu mai este justificat<. Puterea care circul< prin fiecare element component al diferenYialelor analizate este descris< prin viteza unghiular< şi printr-un cuplu, care, datorit< frec<rii caracteristice acestor diferenYiale, va fi dependent de momentul de frecare


255

între diferitele elemente componente ale mecanismului şi momentului aplicat carcasei diferenYialului (moment de intrare).

Tabelul 7.5 Valori ale coeficienYilor de blocare

Coeficientul de blocare pentru cazurile: Tipul DiferenYialului

(schema) ω1>ω2: 1

21 M

M=λ ω2>ω1:

2

12

M

M=λ

a)

B

A

⋅µ−⋅µ+

1

1

A

B

⋅µ−⋅µ+

1

1

b)

c)

;sintgr

irA m βα

⋅= ;tg

R

rC β=

( )

)rir(M

QB

rirM

QA

pmd

a

pma

a

+⋅⋅µ−⋅µ−

+⋅⋅µ+⋅µ+

1

1 ( )

)rir(M

QA

rirM

QA

pmd

a

pmd

a

+⋅⋅µ−⋅µ−

+⋅⋅µ+⋅µ+

1

1

( )

Br

rCC

ADr

rCC

s

b

s

br

⋅µ−µ+µ−

+µ+µ−µ−

1

21

( )ADr

rCC

Br

rCC

s

b

s

b

+µ−µ+µ+

⋅µ+⋅µ−⋅µ+

21

1

;tgR

rirD dm β

+⋅=;sintg

r

rB

p βα=

La diferenYialele considerate mai înainte, numite diferenYiale interaxiale datorit< mont<rii lor între punYile motoare ale autovehiculelor 4x4, vitezele unghiulare ale elementelor care intr< în componenYa acestor mecanisme difer< între ele numai în cazul deplas<rii autovehiculului pe drumuri cu denivel<ri, în viraj, sau în situaYia în care una dintre punYile motoare patineaz< ca urmare a unor condiYii necorespunz<toare de aderenY< cu solul. În situaYia în care viteza unghiular< a arborelui planetar care antreneaz< puntea din faY< ω1 şi cea a arborelui planetar care antreneaz< puntea din spate ω2 se afl< în relaYia ω1>ω2, diferenYierea între vitezele unghiulare ale unora dintre elementele diferenYialului se va realiza prin m<rimea ∆ω , definit< de relaYia :

∆ω1=2

2121

ω−ω=ω−ω=ω−ω cvcv , (7.23)

în care ωcv reprezint< viteza unghiular< a carcasei diferenYialului (primit< de la cutia de viteze). În cazul în care ω2>ω1, relaYia (7.23) devine :


256

∆ω2=2

1212

ω−ω=ω−ω=ω−ω cvcv (7.24)

Momentele care acYioneaz< asupra fiec<rui element al diferenYialului se determin< - în funcYie de momentul transmis carcasei diferenYialului, Mcv, şi de momentele de frecare din interiorul mecanismului - prin rezolvarea sistemelor de ecuaYii care descriu echilibrul dinamic al mecanismului. c. TracYiunea integral< cu diferenYiale cu autoreglare vâscoas<. Cuplajele vâscoase folosite ca diferenYiale autoblocabile între roYile motoare sau între punYile motoare se bazeaz< pe brevetele deYinute de Harry Ferguson Ltd., care le-a folosit pentru transmisii integrale începând cu anul 1954. Structura vîscocuplajului este asem<n<toare cu cea a unui ambreiaj multidisc: discurile, cu un joc între ele de 0,15...0,20 mm, sunt alternativ solidare în rotaYie prin caneluri cu carcasa cuplajului şi respectiv cu arborele cuplajului. Cu excepYia unei "pungi de aer" necesar variaYiei termice de volum, întreg volumul interior este umplut cu un lichid siliconic de mare viscozitate. Fluxul de putere se transmite între carcas< şi arbore, cuplajul fiind reversibil.

Principiul fizic dup< care se realizeaz< transmiterea momentului de torsiune între carcas< şi arbore este cel al forYelor de frecare din fluidul vâscos dintre discuri la deplasarea relativ< de rotaYie dintre discuri n1 >n2, (figura 7.12)

Fig.7.12. Principiul de funcĠionare al vâscocuplajului.

Proprietatea fluidelor de a se opune deform<rilor, în special a celor care nu

produc reduceri ale volumului, prin dezvoltarea unor eforturi unitare, se numeşte vâscozitate.

Intr-o mişcare plan-paralel< a unui fluid (traiectoriile tuturor elementelor sunt drepte paralele între ele), asupra unui element din suprafaYa plan-paralel< se exercit< efortul unitar tangenYial:

s

u

d

d⋅η=τ (7.25)

unde: du este variaYia vitezei relative de rotaYie a discurilor; ds-variaYia distanYei dintre discuri; h- vîscozitatea dinamic< a fluidului. Fluidele care descriu relaYia (7.25) se numesc fluide newtoniene. La fluidele cu comportament newtonian exist< o relaYie liniar< între tensiunea de


257

forfecare, τ, şi rata de forfecare, du/ds. La temperatur< constant< vîscozitatea are o valoare constant< specific< fiec<rui fluid. Proprietatea fluidelor newtoniene de a-şi modifica descresc<tor vîscozitatea în timpul de expunere a tensiunilor tangenYiale se numeşte tixotropie. Deoarece tixotropia este un fenomen reversibil, structura se reformeaz< în timpul unei perioade de revenire f<r< eforturi tangenYiale. In figura 7.13 sunt prezentate modurile de funcYionare ale unui cuplaj vâscos.

Fig. 7.13. Modurile de funcĠionare ale cuplajului vîscos:

a- "modul vîscos";b-tranziYia de la "modul vîscos" la "modul bombat"; c-"modul bombat".

FuncYionarea cuplajului dup< "modul vîscos" presupune respectarea

condiYiei derivate din legea lui Newton pentru fluide (relaYia 7.25). Dac< discurile interioare (solidare cu arborele cuplajului) şi discurile exterioare (solidare cu carcasa) se rotesc la turaYii diferite, atunci cuplajul va transmite un moment de torsiune dependent de: vâscozitatea dinamic< a fluidului, l<Yimea spaYiului, perforarea discurilor, dinamica creşterii turaYiei. La funcYionarea în "modul bombat" solidarizarea discurilor în rotaYie este cunoscut< sub denumirea de efect "hump". FuncYionarea cuplajului dup< "modul bombat" presupune transmiterea momentului de torsiune prin frecare mixt<: frecare uscat< între discuri (frecare culombian<) şi frecare fluid< (newtonian<), corespunz<toare cazului precedent. Prin existenta simultan< a ambelor forme de frecare, valoarea momentului transmis creşte de câteva ori faY< de "modul vîscos". Presiunea de contact necesar< funcYion<rii este generat< în cuplaj astfel: frecarea vîscoas< prelungit< determin< creşterea temperaturii în interiorul cuplajului, iar coeficientul de dilatare termic< a fluidului siliconic, relativ mare

(9,6•10-4K-1), determin< o dilatare considerabil< a volumului de lichid, umplându-se integral spaYiul disponibil în cuplaj prin comprimarea "pungii de aer". Gradul de umplere, determinat de cantitatea de aer r<mas< în cuplaj, determin< dac< şi în ce condiYii de funcYionare au loc "bomb<rile". Aici un rol important îl cap<t< perfor<rile discurilor, ele determinând menYinerea sau îndep<rtarea fluidului în spaYiul dintre discuri, rezultând natura frec<rii dintre discuri, frecarea fluid< şi/sau frecarea mixt<. Având în vedere principiul de lucru al acestor cuplaje, care permit mişc<ri relative între elementele sale, ca şi solidarizarea acestora la rotaYie (efectul "hump"), au fost posibile dou< tipuri de montaje în transmisia automobilelor:


258

-ca diferenYial cu frecare limitat< în mecanismele punYii motoare sau al cutiilor de distribuYie, rezultând un "reglaj vîscos" al momentului de torsiune transmis, datorit< funcYiei de reglare a cuplajului; -ca element al mecanismului divizor de flux de putere între punYi (interaxial), rezultând o "transmisie vîscoasă". Pentru prima utilizare, ca "element de reglare" a momentului repartizat roYilor motoare, soluYia constructiv< se bazeaz< pe proiectul unui diferenYial simplu simetric cu roYi dinYate conice (standard), la care se creeaz< un spaYiu pentru instalarea cuplajului. In figura 7.14 sunt prezentate dou< variante de amplasare în carcasa unui diferenYial simplu cu roYi dinYate conice a unui cuplaj vâscos.

a) b)

Fig. 7.14. SoluĠii de amplasare a vîscocuplajului în carcasa diferenĠialului:

a-amplasare arbore-carcas< ; b-amplasare arbore-arbore

In figura 7.15 se prezint< configuraYiile curbelor caracteristice pentru cele dou< tipuri de montaj.

FuncYional, soluYia de amplasare arbore-carcas< este inferioar< celei arbore-arbore deoarece rata de variaYie a turaYiei este mai mic< între arbore carcas< decât între arbori (∆ω/2 în primul caz, faYa de ∆ω în cel de-a doilea caz).

Fig. 7.15 Curbele caracteristice de funcĠionare al vîscocuplajelor:

1- arbore-carcas<;2-arbore-arbore

De asemenea, în soluYia arbore-carcas< diferenYa de momente de torsiune între arborele planetar şi carcas< este jum<tate din diferenYa momentelor celor doi arbori planetari. Cu toate acestea, soluYia arbore-carcas<, datorit< adapt<rii lor cu uşurinY< diferenYialelor simple existente, s-a impus în amplasarea cuplajelor vâscoase în


259

diferenYialele punYilor motoare ale automobilelor. Utilizarea ca element al mecanismelor divizoare de flux de putere între punYi (interaxial), funcYie de raportul greut<Yilor statice pe punYi, poate fi f<cut< în una din variante constructive prezentate in figura 7.16.

Fig. 7.16. Variante de montare a v<scocuplajelor în fluxulde putere: a-între arborii punYilor; b-între cutia de viteze si arborele punYii faY<;

c-între cutia de viteze şi arborele punYii spate

In figura 7.16 s-au folosit urm<toarele notaYii: C.V.- cutia de viteze; PMS-

puntea motoare spate; PMF- puntea motoare faY<; RV- reglaj vîscos. • Montarea vîscocuplajului între arborii de antrenare a punYilor faY<, respectiv spate (fig. 7.16, a) Dac< rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punYilor sunt egale, atunci diferenYa de turaYie între discurile vîscocuplajului este egal< cu diferenYa de turaYii dintre roYile punYilor faY< şi spate, adic<: ∆nvîsco =∆npunYi (7.26) In cazul în care rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punYilor difer<, atunci: ∆nvîsco =∆npunYi

.i (7.27) unde i=iof/ios, în care iof, ios sunt rapoartele de transmitere ale transmisiilor principale ale punYilor faY< şi respectiv spate. • Montarea vîscocuplajului între arborele secundar al cutiei de viteze şi arborele de antrenare a punYii motoare din faY< (fig. 7.16,b) In acest caz, prin raportul de transmitere al mecanismului planetar diferenYial se asigur< între punYile motoare diferenYe de turaYii mai mari decât diferenYele de turaYii dintre discurile vîscocuplajului. Cum pentru schema cea mai frecvent< de utilizare a mecanismului planetar-diferenYial cu roYi dinYate cu angrenare mixt< raportul de transmitere este ip=2, diferenYa de turaYii dintre discurile vîscocuplajului este de 2/3 din diferenYa de turaYii dintre roYile punYilor motoare. Dac< între punYile motoare faY</spate raportul de transmitere este i 1, atunci:

≠


260

∆nvîsco =∆npunYiii

ii

p

p

+

⋅⋅ (7.28)

• Montarea vîscocuplajului între arborele secundar al cutiei de viteze şi arborele de antrenare a punYii motoare din spate (fig.7.16,c) DiferenYa de turaYii între discurile vîscocuplajului se calculeaz< cu relaYia:

∆nvîsco =∆npunYi (7.29) Merit< semnalate soluYiile constructive de amplasare a vîscocuplajelor, cu rol de diferenYial interaxialaxial, în chiar carterul punYilor motoare şi nu numai pe transmisia longitudinal<. In acest caz, cunoscut sub denumirea de "two side torque slit vîscos coupling" vîscocuplajul amplasat în carterul punYii spate (figura 7.17), îndeplineşte atât funcYia de diferenYial interaxial, cât şi pe cea de diferenYial al punYii motoare, efectuând în acest sens o dubl< acYiune de control al turaYiilor atât în plan longitudinal, cât şi în plan transversal. Pinionul de atac 1 primeşte fluxul de putere de la transmisia longitudinal< (TL) şi o transmite prin coroana dinYat< 2

carcasei 8 a vîscocuplajului. Discurile 5 ale vîscocuplajului sunt solidare cu carcasa 8, iar discurile 6 şi 7 sunt solidare cu arborii 3 şi 4 ai transmisiilor la roYile motoare.

Fig. 7.17. Vâscocuplaj cu funcYie dubl<

de reglare a momentului

c. TracYiunea integral< la limita aderenYei prin control automat al

momentului la roat< de propulsie. Rostogolirea roYii pe cale poate fi f<cut< prin rostogolire simpl< sau prin rostogolire cu alunecare. FuncYie de tipul rostogolirii, viteza de translaYie a centrului roYii este : V - la rostogolire pur<; dR r⋅ω=0

V ω= - la rostogolire cu alunecare, rR r⋅unde este viteza unghiular< de rotaYie a roYii; r - raza dinamic< a roYii; r - raza

de rulare a roYii; Rω d r

Se numeşte alunecare relativ< a roYii motoare raportul :

d

r

r

r

V

VVa −=

−= 1

0

0 , (7.30)

de unde: ( )arr dr −= 1 şi )( arrV dRrR −⋅ω=⋅ω= 1 .

Cu notaYiile de mai înainte momentul de inerYie al roYii , definit în

fig.7.2 şi prin relaYia (7.8.) este: iM

)( )( t

a

ar

VJ

t

V

arJ

tJM

dR

dR

RRi d

d

1d

d

1

1

d

d⋅

−+⋅

−=

ω= sau iaivi MMM += , (7.31)


261

unde:

)( t

V

arJM

dRiv d

d

1

1−

−= este momentul de inerYie al roYii determinat de

variaYia vitezei unghiulare de rotaYie ca urmare a modific<rii vitezei de translaYie cu

acceleraYia dt

dv;

)( t

a

ar

VJM

d

Ria d

d

1 2⋅

−= - momentul de inerYie al roYii determinat de

variaYia vitezei unghiulare de rotaYie ca urmare a sporirii alunec<rii relative dintre

roat< şi cale 0d

d≠

t

a.

Xinând seama de relaYiile (7.8) şi (7.31) se obYine : )([ 0] =−+++− iaditrulivR MrFFMMM (7.32)

Momentul ( ) ditruliv'R rFFM ⋅+++MM = reprezint< momentul la roat<,

sub acYiunea c<ruia roata ruleaz< f<r< s<-şi modifice alunecarea. Întrucât alunecarea

relativ< dintre roat< şi cale r<mâne nemodificat<, rezult< c< este

momentul limitat prin aderenYa roYii cu calea. Cum momentul limitat de aderenY< este direct proporYional cu coeficientul de aderenY<

ϕ= MM 'R

ϕ , rezult< c< dependenYa

reprezint<, la o alt< scar< liniar< dependenY< ( )af=ϕ ϕ= MM 'R

Cu notaYiile de mai înainte relaYia (7.32) devine : 0=−− ϕ iaR MMM sau ϕ−= MMM Ria , de unde:

( ) ( )ϕ−

⋅−

⋅ MMVJ

ar

t

aR

R

21

d

d (7.33)

Din relaYia (7.33) rezult< c<, în cazul aplic<rii la roat< a unui moment de propulsie (fig.7.18), diferenYa aRa MM ϕ> aRa MM ϕ− va echilibra momentul de

inerYie , astfel c< punctul de funcYionare va fi în a în loc de a. Pe m<sur< ce

momentul de propulsie creşte, se produce creşterea alunec<rii, astfel c< pentru valoarea alunec<rii , la care momentul limitat de aderenY< are valoarea maxim<, momentul de propulsie la roat< trebuie s< aib< valoarea , mai mare decât limita

de aderenY< cu M

iaM 1

Mma

Rm

iam , valoare ce reprezint< momentul necesar sporirii alunec<rii pân< la valoarea am.

Din momentul atingerii valorii , chiar dac< momentul la roat< r<mâne

constant, se obYine creşterea alunec<rii pân< la alunecarea total< (a=1). Dac< la valoarea a alunec<rii relative, ce are loc la valoarea momentului la roat< ,

momentul se reduce, roata se va g<si în urm<toarele situaYii:

RmM

ba RbM


262

ϕ= MR

2

- în punctul :

înceteaz< sporirea alunec<rii (da/dt=0) ;

1b M

Fig.7.18.CondiĠiile de rulare ale roĠii motoare

-în punctul b : dac< r<mâne

constant la valoarea , roata

începe s<-şi reduc< alunecarea (da/dt<0);

2 RM

RbM

- în punctul : când ,

se obYine da/dt=0, dup< care începe sporirea acceler<rii pân< se ajunge în regimul stabil de pe

caracteristica

3b ϕ= MM Rb2

5b

( )afM =ϕ .

La creşterea în continuare a momentului la roat< dup< legea de mai înainte fenomenele se repet<. Pe baza observaYiilor de mai înainte curba ( )afM =ϕ poate fi împ<rYit< în

dou< domenii şi anume : - domeniul a⊂ (0, a

m) - domeniul de stabilitate unde, cu creşterea

momentului la roat<, creşte momentul aderent funcYie de alunecare; - domeniul a⊂ ( - domeniul de instabilitate deoarece scade cu

creşterea alunec<rii. Prin reducerea momentului , roata tinde rapid spre

alunecarea total<.

)1,am ϕM

ϕM

Pentru a evita alunecarea roYii motoare sunt necesare dispozitive de limitare în zona de instabilitate a momentului de propulsie la roat<. Dispozitivul de limitare a momentului la roat< trebuie s< regleze astfel momentul, încât alunecarea relativ< s< fie menYinut< într-o plaj< de valori în jurul valorii , unde aderenYa are

valoarea maxim<. ma

Un astfel de dispozitiv prezint< o caracteristic< de funcYionare similar< celei a dispozitivelor de antiblocare a roYii la frânare.

• Rularea roĠii motoare cu dispozitive de limitare a alunecării relative În figura 7.19 se prezint< pentru roata motoare cu dispozitiv de limitare a

alunec<ri momentul la roat< de propulsie ( ) şi momentul aderent în funcYie

de alunecarea relativ< a roYii (a). RM ϕM

În lipsa dispozitivului de limitare a alunec<rii momentului la roat<, variaz< dup< curba OFA. În prezenYa dispozitivului se determin< punctul A din

care, la creşterea momentului roata tinde rapid spre alunecare total<. Din

punctul A pentru care se impune reducerea momentului la roat< dup< curba

AB. Pe porYiunea BC continu< sc<derea momentului M

RM

RM

maa ≡R pân< se sesizeaz< o sc<dere

a alunec<rii. Deoarece roata începe s<-şi reduc< alunecarea, este inutil< sc<derea în


263

continuare a momentului .

Acesta este menYinut constant pân< în punctul D de abscis< a

RM

1. Dac< s-ar menYine în

continuare momentul constant la valoarea ordonatei punctului D, s-ar ajunge la echilibru pentru valoarea a a alunec<rii. Rezult< c< din punctul D dispozitivul trebuie s< permit< sporirea momentului la roat<, timp în care descrie curba

DEFA. În punctul A, dac< natura c<ii de rulare s-a modificat, ciclul de modelare a momentului se reia într-o asemenea manier< încât momentul aderent

valorificat s< fie menYinut în vecin<tatea maximului s<u.

RM

RM

Fig. 7.19. Autoreglarea momentului la roată

Pe porYiunea BCD, alunecarea roYii scade pân< la valoarea a1, prag impus ca limit< de reglare şi de condiYiile cinematice de efectuare a virajului. Pentru automobilul cu roYi egale şi rigide lateral, poziYia acestuia în virajul cu unghiul mediu θ se poate urm<ri în figura 7.20.

Dac< v1 şi v

2 sunt vitezele

punctelor mediane ale punYilor faY< şi spate, conform notaYiilor din figura 7.20 rezult<: v

2=v

1cos θ sau ω2=

ω1cosθ, unde ω1 şi ω2 sunt vitezele unghiulare de antrenare ale punYilor faY< şi respectiv spate. Notând : ω1-ω2= se obYine: pω∆

θ−=ω

ω∆= cosa p

p 11

(7.34) (3.17).

Raportul ap definit de relaYia

(7.34) are semnificaYia unei alunec<ri relative între punYi la efectuarea virajului. Pentru θ

max=30…35° se obYine

pentru alunecarea de prag dintre punYi: a

p=0,14… 0,19. Pentru roYile punYilor,

conform figurii 7.20 rezult< urm<toarele valori de prag:

Fig.7.20.Modelul plan al automobilului în viraj

- între roYile punYii din faY<:


264

ie

ie

ds

dsF RR

RRa

11

111

1

1

11

11 2−−

ω=ωω∆

=ω+ωω−ω

= , sau aF = θ−

sinL

bB (7.35)

- între roYile punYii din spate:

L

Btga

ds

dsS

θ=

ωω∆

=ω+ωω−ω

=2

2

22

22 (7.36)

Pentru unghiuri maxime de bracare θ =30…35°, valorile aF şi aS se

situeaz< în intervalul: ( )15010 ,...,a,a SF ⊂ .

La deplasarea automobilului în viraj, simultan cu acYiunea forYei tangenYiale longitudinale X

R va acYiona şi forYa lateral< de ghidare Y. Pentru o forY<

lateral< dat< exist< o forY< longitudinal< maxim< care poate fi transmis< roYii şi invers. Dac< una dintre forYe se m<reşte, apare alunecarea sau deraparea roYii. Din

definirea elipsei aderenYei, descris< de ecuaYia 1

22

=

⋅ϕ

+

⋅ϕ RtRl

R

Z

Y

Z

X unde ϕl

este coeficientul de aderenY< longitudinal< iar ϕt este coeficientul de aderenY< transversal<, rezult< c<, dac< asupra roYii apare o forY< lateral< Y, valoarea maxim< a forYei longitudinale pe care o poate prelua f<r< s< alunece va fi :

XR=ϕl 2

1

⋅ϕ

−⋅Rt

R Z

YZ⋅ sau:

2

1

⋅ϕ

−ϕ==ϕRt

lR

R'

Z

Y

Z

X (7.37)

Conform relaYiei (7.37) rezult< c< pe o cale cu aderenY< longitudinal< ϕl roata acYionat< şi lateral cu o forY< Y<ϕt ZR , sub limita aderenYei, tinde s< se comporte ca şi în absenYa ei, dar, pentru o aderenY< longitudinal< corespunz<toare

coeficientului de aderenY< , respectiv, roata va fi capabil< momentul: M`lϕ̀ϕ<M

ϕ

Pe baza celor de mai sus rezult< c< deplasarea automobilului în viraj nu influenYeaz< mecanismul rul<rii la limita aderenYei descris< anterior. • Organizarea sistemelor de control al tracĠiunii

Sistemele de control al tracYiunii sunt cunoscute sub siglele ASR (anti-whell spin regulation), ATC, TRAC etc. şi au intrat în producYia de serie începând cu anul 1986. Un bun sistem ASR trebuie s< îndeplineasc< funcYiile:

- corijarea comenzilor efectuate de conduc<tor în raport cu regimul de deplasare al automobilului şi cu aderenYa roYilor la sol;

- asigurarea stabilit<Yii şi maniabilit<Yii automobilului; - îmbun<t<Yirea tracYiunii la demarare şi în condiYii dificile de drum; - informarea conduc<torului auto asupra apariYiei situaYiilor deosebite care

conduc la patinarea uneia sau mai multor roYi. Considerând pentru organizarea tracYiunii cazul 4x4, automobilele cu

controlul tracYiunii la limita de aderenY< se echipeaz< cu un dispozitiv de limitare a alunec<rii (fig.7.21) care cuprinde traductoare de turaYie 1, blocuri de decizie 2,3,4 de niveluri diferite şi un bloc de comand< 5.


265

Cu valorile vitezelor unghiulare de rotaYie ale roYilor se determin< alunec<rile relative şi se compar< cu limitele de prag a

p, a

1 şi a

2 şi, în funcYie

de deciziile luate, prin blocul de comand< 5 se regleaz< momentele la roat< de propulsie. Dup< modul de reglare a momentului la roat< pentru automobile 4 x 4 sunt posibile mai multe scheme (fig.7.22) şi anume:

•reglarea independent< a tuturor roYilor (fig.7.22,a) este complicat<, cu costuri ridicate, în schimb valorific< integral aderenYa dintre roYi şi cale; la deplasarea pe c<i cu aderenYe diferite, la roYile punYii faY< apare un moment destabilizator de pe traiectorie datorat celor dou< reacYiuni tangenYiale diferite;

•la reglare independent< a roYilor spate şi comun< a roYilor faY< (fig.7.22,b), reglarea roYilor faY< trebuie f<cut< dup< roata cu aderenYa minim<; soluYia valorific< eficient aderenYa şi în plus înl<tur< tendinYa de destabilizare de pe traiectorie;

Fig. 7.21. Organizarea dispozitivului de

limitare a alunecării roĠii motoare

Fig.7.22. Sisteme de control al tracĠiunii la limita aderenĠei

• reglarea independent< a roYilor faY< şi comun< a roYilor spate dup< roata cu aderenY< minim< (fig.7.22,c) reprezint< o soluYie de compromitere a tracYiunii şi maniabilit<Yii; • reglarea comun< pentru roYile faY< şi roYile spate dup< roata faY< şi respectiv spate cu aderenYa minim< (fig.7.22,d) este o soluYie care asigur< o foarte bun< maniabilitate, în schimb se valorific< insuficient posibilit<Yile de tracYiune;


266

• reglarea comun< a tuturor roYilor din condiYii de maniabilitate, dup< roata cu aderenY< minim< (fig.7.22,e), valorific< insuficient posibilit<Yile de tracYiune în limitele aderenYei fiind astfel o soluYie nerecomandat<. Ca posibilit<Yi tehnice de reglare sunt enunYate urm<toarele:

- Reglarea independentă a roĠilor prin frânarea roĠilor reglate cu un moment de frânare Mf ≥MR –Mϕ

In cazul în care roYile întâlnesc suprafeYe cu coeficienYi de aderenY< diferiYi forYa de tracYiune va fi condiYionat< de valoarea aderenYei minime. In acest caz frânând roata motoare care are tendinYa de patinare se “înşeal<” diferenYialul, care redistribuie forYele între roYi. Dac< şi dup< aceast< manevr< roata continu< s< patineze, sau cealalt< roat< tinde s< patineze, se aplic< şi acesteia un moment de frânare, rezultând, prin momentul exterior de frânare, reducerea momentului de propulsie. Metoda se extinde prin frânarea elementului conduc<tor al transmisiei principale cu un moment de frânare Mf ≥ 2 (MR – Mϕ) /i 0 , unde i0 este raportul de

transmitere al transmisiei principale. La viteze mari, prin frânarea roYilor se pot dep<şi cu uşurinY< limitele

temperaturii de regim a frânelor. De aceea, metoda se foloseşte limitat, pân< la viteze de 30…40 km/h. - reglarea comună a roĠilor prin folosirea diferenĠialelor cu grad reglabil de blocare Metoda se utilizeaz< când puntea este prev<zut< cu diferenYialele autoblocabile cu frecare m<rit< cu suprafeYe multiple de frecare, prev<zute cu sisteme hidraulice de acYionare independent< a fiec<rui cuplaj. Principiul de funcYionare este asem<n<tor cazului precedent, dar frânarea roYilor nu se face prin generarea unor momente exterioare de frânare, ci prin generarea unor momente interne. In acest mod se permite transmiterea celeilalte roYi a unui moment mai mare. - Reglarea comună a tuturor roĠilor prin acĠionarea organului de comandă al motorului Prin acest sistem se intervine asupra regimului de funcYionare a motorului pân< la atingerea caracteristicii parYiale la care M≥ ϕGard/itk

, unde itk este raportul

de transmitere al transmisiei în treapta k a cutiei de viteze; ϕ - coeficientul de aderenY< la roata dup< a c<rui aderenY< se face reglarea; Ga - greutatea automobilului. Sistemul cuprinde o leg<tur< electric< între pedala de acceleraYie şi axul obturatorului sau al cremalierei pompei de injecYie, înlocuind leg<tura prin cablu sau tij<. Semnalul electric primit de servomotorul de acYionare, prin intermediul unui BEC (bloc electronic de comand<), este proporYional cu cursa pedalei asigurând funcYionarea ca în cazul leg<turii mecanice. Dac< turaYia uneia dintre roYile motoare, sau, la tracYiunea integral<, media turaYiilor roYilor punYii, este mai mare decât turaYia determinat< de turaYia motorului şi raportul de transmitere stabilit, atunci se sesizeaz< fenomenul de patinare şi se comand< închiderea obturatorului. Alte avantaje oferite de soluYie sunt: limitarea vitezei maxime; menYinerea constant< a vitezei dorite (tempomat); reglarea turaYiei de mers în gol


267

funcYie de regimul termic al motorului; evitarea bloc<rii roYilor la acYionarea brusc< a frânei de motor; - Reglarea comună a tuturor roĠilor prin acĠionarea ambreiajului

Metoda permite intervenYia asupra întregii transmisii, prin limitarea momentului transmis în transmisie, când se sesizeaz< tendinYa de patinare la roYile motoare. Acest lucru se face prin decuplarea parYial< a ambreiajului, motiv pentru care metoda nu s-a promovat ca variant< constructiv< la automobile. Dezvoltarea sistemelor de control electronic al frânarii (ABS) şi de control electronic al tracYiunii (ASR) a dus la dezvoltarea sistemului unitar ABS/ARS. O prezentare comparativ< a patru tipuri de sisteme hidraulice de control electronic a forYelor tangenYiale la roYile automobilului este f<cut< în tabelul 7.6.

Tab. 7.6. Organizarea soluYiilor ASR/ABS

Tip A Tip B Tip C AKEBONO

Schema bloc

a sistemului

Compactitate X XX

Fidelitate XX

Cost total X XX

Legend<: X-slab: XX-satisf<c<tor; -bun; −foarte bun

Tipul A: unit<Yile ABS şi ASR sunt separate; unitatea ASR cuprinde o valv< şi un acumulator de presiune.

Tipul B: ABS, ASR şi amplificatorul hidraulic sunt integrate într-un singur sistem.

Tipul C: ABS şi ARS constituie o singur< unitate, dar cu o leg<tur< direct< între ASR şi cilindrul pompei centrale.

Sistemul AKEBONO: cuprinde dou< valve solenoid, un acumulator de joas< presiune, un piston de transfer al presiunii şi o pomp< de presiune.

7.2. DiferenYiale blocabile şi autoblocabile

Deplasarea automobilelor pe c<i alunecoase depinde de capacitatea diferenYialului de a transmite roYilor şi în astfel de situaYii fluxuri de putere pentru autopropulsare. M<rimea fizic< prin care se apreciaz< diferenYialele din acest punct de vedere este frecarea intern<.


268

Pentru aprecierea frec<rii se utilizeaz< “indicele frec<rii”, notat “S” şi definit de relaYia:

c

f

M

MS = , (7.38)

unde: Mf este momentul de frecare din diferenYial: Mc momentul primit de carcasa diferenYialului de la elementele transmisiei din amonte de diferenYial. Folosind notaYia din cap. 6, relaYia (6.26), coeficientul de blocare a diferenYialului se exprim< în funcYie de indicele frec<rii prin relaYia:

S

S

−+

=λ1

1 (7.39)

Reprezentarea grafic< a relaYiei (7.39) este f<cut< în figura 7.23. Valoarea minim< a indicelui frec<rii Smin=0,04 este caracteristic<

diferenĠialelor simple, la care, datorit< frec<rilor interne mici, momentele transmise arborilor planetari sunt aproximativ egale, coeficientul de blocare λ având valori cuprinse în intervalul 1,15…1,20. Valoarea maxim< Smax=1, este obYinut< când Mc=Mf, în acest caz leg<tura dintre arbori este rigid<, cazul corespunzând diferenĠialului blocat. Valorile ridicate ale coeficientului de blocare conduc la îmbun<t<Yirea capacit<Yii de trecere şi a calit<Yilor de tracYiune ale automobilelor, în schimb influenYeaz< negativ maniabilitatea, deoarece, în viraje, roata interioar< virajului, roata încetinit<, va primi un moment mult mai mare decât

roata exterioar< şi, ca urmare, în planul drumului, apare un moment care se opune vir<rii.

Fig. 7.23. DependenĠa coeficientului de blocare de frecarea din diferenĠial

Din acest motiv, valoarea coeficientului de blocare nu trebuie determinat< ca raport al valorilor limit< ale coeficienYilor de aderenY<, întrucât condiYiile de exploatare în care apare la roYile motoare diferenYa maxim< între coeficienYii de aderenY< sunt deosebit de rare. Cercet<ri efectuate au demonstrat c< diferenYialele cu coeficient de blocare λ=3 asigur< utilizarea aderenYei sub ambele roYi ale punYii motoare în 80% dintre cazurile de deplasare în teren greu, iar cele cu λ=5, în 94% din aceste cazuri. DiferenYialele din categoria de mai înainte se numesc diferenĠiale autoblocabile.


269

7.2.1. DiferenYiale blocabile

In figura 7.24 este reprezentat< schema cinematic< de organizare şi construcYia unui diferenYial blocabil. FaY< de diferenYialele simetrice simple. diferenYialele blocabile se deosebesc prin existenYa unei leg<turi facultative (dispozitivul de blocare) între unul din arborii planetari şi carcasa diferenYialului.

a) b)

Fig. 7.24. DiferenĠial blocabil: a-construcYia diferenYialului; b-organizare cinematic<

Pe arborele planetar 1 (figura 7.24 a), se afl< o porYiune canelat<, pe care se monteaz< manşonul 2, care cupleaz< cu dantura interioar< executat< pe carcasa 3 a diferenYialului. Când cuplajul se afl< în poziYia din figur<, diferenYialul se comport< ca un diferenYial simplu. Când dantura manşonului 2 cupleaz< cu dantura carcasei, diferenYialul este blocat, adic< arborii planetari se rotesc întotdeauna cu aceeaşi vitez< unghiular< egal< cu a carcasei.

Aceste diferenYiale p<streaz< avantajul diferenYialelor simple şi, în plus, asigur< posibilitatea deplas<rii automobilului când aderenYa uneia dintre roYi este foarte mic<.

Dezavantajul diferenYialelor blocabile const< în acYionarea subiectiv< a dispozitivului de blocare de c<tre conduc<tor şi complicarea construcYiei prin necesitatea introducerii unui dispozitiv de acYionare (mecanic, pneumatic, hidraulic sau electric). In plus, atunci când necesitatea bloc<rii diferenYialului apare în mod frecvent, prin caracterul subiectiv al deciziei de cuplare, creşte riscul erorilor, conducând totodat< la suprasolicitarea conduc<torului auto.

Neajunsurile ar<tate dispar îns< prin utilizarea diferenYialelor autoblocabile, la care starea blocat< nu mai depinde de acYiunile conduc<torului, ci de starea drumului.


270

7.2.2. DiferenYiale autoblocabile DiferenYialele autoblocabile (fig. 7.25) se întâlnesc într-o mare diversitate

de soluYii constructive şi sunt diferenYiate dup< modul de generare a frec<rii interne m<rite prin:

- suprafeYe multiple de frecare de tipul ambreiajelor polidisc; - utilizarea angrenajelor elicoidale de tipul melc-roat< melcat<; - utilizarea mecanismelor de tipul cam<-tachet; - mecanisme de tipul curs< liber<.

DIFERENXIALE AUTOBLOCABILE

Cu frecare mărită Cu mecanism de mers liber

Dif

erenYia

le a

utob

loca

bile

cu

sup

rafeYe

mul

tipl

e de

fr

ecar

e

D

ifer

enYia

le a

utob

loca

bile

cu

cam

e şi

tach

eYi

D

ifer

enYia

le a

utob

loca

bile

cu

ang

rena

je

D

ifer

enYia

le a

utob

loca

bile

cu

mec

anis

m c

u gh

eare

D

ifer

enYia

le a

utob

loca

bile

cu

rol

e ci

lind

rice

Dup< modul de dispunere a tacheYilor

T

acheYi

disp

uşi a

xial

T

acheYi

disp

uşi r

adia

l

A

ngre

naje

m

elc-

roat<

mel

cat<

Ang

rena

je c

ilin

dric

e şi

spe

cial

e

Fig. 7.25. DiferenĠiale autoblocabile

In figura 7.25 este prezentat< o analiz< a soluYiilor existente prin valorile coeficientului de blocare λ şi a indicelui frec<rii S. a. DiferenĠiale autoblocabile cu suprafeĠe multiple de frecare. In figura 7.27 este reprezentat< schema cinematic< a unui diferenYial autoblocabil cu suprafeYe de frecare multiple. Intre roYile planetare 2 şi 6 şi carcasa 3 a diferenYialului se introduc dou< cuplaje cu fricYiune. Aceste cuplaje sunt formate din discurile 5, montate pe canelurile arborilor planetari 1 şi 7 din discurile 4, montate similar în carcasa 3 a diferenYialului.


271

Fig. 7.26. Domenii acoperite de diferenĠialele autoblocabile

ForYa de ap<sare a discurilor 4 şi 5 pe carcas< este realizat< de roYile planetare 2 şi 6 sub acYiunea forYelor axiale din angrenajul conic sateliYi-roYi planetare.

ForYa axial< care preseaz< discurile cuplajului, considerând c< întreg momentul carcasei M3 se transmite braYului portsatelit, este dat< de relaYia:

,sintgr

MsintgFF ta δ⋅α=δ⋅α⋅=

23

(7.40) în care: Ft este forYa tangenYial< din roata planetar<; α - unghiul de angrenare; δ - semiunghiul conului de divizare al roYii planetare; r - raza cercului de divizare al roYii planetare.

Fig. 7.27. Organizarea cinematică a

diferenĠialului autoblocabil cu suprafeĠe de frecare multiple

Momentul de frecare din cuplajul de fricYiune care apare la rotirea relativ< a arborilor planetari este:

,sintgirr

MirFM mmaf δ⋅α⋅⋅⋅µ=⋅⋅⋅µ=

23 (7.41)

unde : µ - este coeficientul de frecare al discurilor; i - num<rul suprafeYelor de frecare; rm - raza medie a discului de frecare.

Considerând c< întreg momentul de frecare al diferenYialului este datorat frec<rii din cuplajele multidisc de fricYiune, coeficientul de blocare al diferenYialului, pentru ω1>ω 7, este:


272

δ⋅α⋅⋅⋅µ−δ⋅α⋅⋅⋅µ+

==λsintgirr

sintgirr

M

M

m

m

1

7 (7.42)

Conform re1aYiei (7.41), pentru asemenea diferenYiale se poate determina coeficientul de blocare în funcYie de parametrii lor geometrici: r, rm , α, δ. Pentru m<rirea forYei de ap<sare asupra cuplajului cu fricYiune, la diferenYialul din figura 7.28 s-au introdus discurile de presiune 5.

Fig. 7.28.Diferential autoblocabil cu disc de presiune si cuplaje de frecare

Discurile sunt montate pe canelurile arborilor planetari 1 şi 7, iar, pe porYiunea “a” discurile vin în contact cu suprafeYele cilindrice ale sateliYilor 4 şi 8. SateliYii, în num<r de patru, sunt montaYi câte doi pe axele 2 şi 6, încrucişate, cu posibilitatea de rotire relativ< una faY< de alta. Capetele din carcas< ale axelor 2 şi 6 (secYiunea A-A) sunt prev<zute cu dou< teşituri. Prin acest montaj, axele sateliYilor


273

se pot deplasa în sens opus de-a lungul axei OO’ a diferenYialului. De la carcasa 3, momentul M3 se transmite axelor sateliYilor sub forma cuplului de forYe Fc prin suprafeYele înclinate din carcas<. Ca urmare iau naştere forYele axiale Qs (paralele cu axa OO’) care, transmise prin sateliYi şi prin discurile de presiune 5, apas< suplimentar discurile cuplajului cu fricYiune.

ForYa axial< Qs din îmbin<rile axelor sateliYilor este:

β⋅⋅

=β

=tgR

M

tg

FQ c

s 23 , (7.43)

unde R este raza medie de sprijin a axelor portsatelit în carcas<; β - unghiul de înclinare al teşiturilor.

ForYa axial< de ap<sare a discului 5 pe cuplaj este:

δ⋅α+

β⋅=+=

r

sintg

tgR

MFQQ as

1

23 , (7.44)

unde Fa este forYa axial< ce acYioneaz< asupra roYilor planetare 9 şi 10 (relaYia 7.40). Neglijând frecarea dintre peretele frontal al discului 5 şi sateliYi (zona “a”),

momentul de frecare al elementelor de blocare este:

δ⋅α+

β⋅µ⋅⋅=µ⋅⋅⋅=

r

sintg

tgRir

MirQM mmf

1

23 (7.45)

Considerând c< întreg momentul de frecare al diferenYialului se datoreaz< frec<rii din cuplajul de blocare , coeficientul de blocare al diferenYialului este:

( )( )δ⋅α⋅β⋅+µ⋅⋅−β⋅

δ⋅α⋅β⋅+µ⋅⋅+β⋅=

sintgtgRrirtgR

sintgtgRrirtgR

mr

mrλ (7.46)

Un diferenYial cu cinci discuri de fricYiune în cuplaju1 de blocare la o raz< medie rm=38 mm realizeaz< un coeficient de blocare de pân< la 3,6.

Propriet<Yile de blocare ale diferenYialului se pot intensifica prin suplimentarea forYei axiale de presare a cuplajului multidisc, utilizându-se arcuri elicoidale 1 montate între roYile planetare 2 şi 3 (fig. 7.29). In acest caz, peste forYa axial< din roYile planetare (relaYia 7.40) se suprapune forYa Qa a arcurilor 1, iar momentul de frecare din cuplaje este; Fig.7.29. DiferenYial autoblocabil

cucuplaje de frecare şi arcuri de presiune

+δ⋅α⋅⋅µ= amf Qsintg

r

MirM

23 . (7.47)

In figura 7.30 este reprezentat< construcYia unui diferenYial cu propriet<Yi de autoblocare comandate. La aceast< soluYie, discurile cuplajului cu fricYiune sunt montate între carcasa diferenYialului 3 şi axele planetare 4. Ap<sarea asupra discurilor se realizeaz< numai de arcurile elicoidale de presiune 5.


274

Solidarizarea la rotaYie a cuplajului 2 cu arborele planetar se face prin intermediul manşonului de cuplare l. În poziYie cuplat< (manşonul desenat cu linie continu<), momentul de frecare din cuplaj se suprapune peste momentul transmis de satelit roYii planetare (în acelaşi sens cu el la roata cu vitez< unghiular< mai mic< şi în sens opus la cea cu vitez< unghiular< mai mare)

Fig.7.30. DiferenYial autoblocabil cu

In poziYie decuplat< (linie întrerupt<), acYiunea cuplajului asupra diferenYialului înceteaz<, iar diferenYialul se comport< ca un diferenYial simplu.

b. DiferenYiale autoblocabile cu came. Un diferenYial cu larg< utilizare la autovehiculele militare cu capacitate

m<rit< de trecere este diferenYialul cu came. La baza acestor diferenYiale st< mecanismul cu tacheYi reprezentat în figura 7.31. Intre cremalierele cu came 1 şi 4,

care se pot deplasa în ghidaje fixe, se g<seşte colivia 2 cu tacheYii 3. Dac< elementul conduc<tor al mecanismului este colivia 2, transmiterea mişc<rii la cremalierele cu came 1 şi 4 se realizeaz< cu ajutorul tacheYilor 3, datorit< efectului de pan< ce apare între suprafeYele de contact tacheYi-came. Dac< vitezele celar dou< cremaliere sunt egale, tacheYii r<mân imobili faY< de colivie, iar dac< nu sunt egale, tacheYii se vor deplasa pe direcYia lor axial<, fiind împinşi de camele cremalierei încetinite spre cremaliera care îşi va accelera mişcarea. Dac< se imobilizeaz< colivia 2 şi se deplaseaz< una din cremaliere, cealalt< se va mişca în sens opus.

Fig. 7.31

Mecanismul cu came şi tacheYi al diferenYialelor

autoblocabile

Efectul de autoblocare al mecanismului se datoreaz< alunec<rii dintre suprafeYele de lucru ale tacheYilor în raport cu camele cremalierelor. La cremaliera întârziat<, viteza de alunecare a tachetului este îndreptat< în sensul vitezei coliviei, iar la cea în avans, în sens opus. Datorit< acestui fapt, forYele de frecare dintre tacheYi şi came m<resc forYa transmis< cremalierei întârziate şi o micşoreaz< pe cea transmis< cremalierei în avans.

Când normalele comune la suprafeYele de contact tachet-cam< sunt paralele cu axa tachetului, forYa transmis< de la tachet la came este zero. In acest caz, deplasarea coliviei ar provoca numai deplasarea tacheYilor, iar cremalierele ar


275

r<mâne fixe. Pentru eliminarea acestui dezavantaj sunt posibile mai multe soluYii, dintre care: realizarea camelor cremalierelor 1 şi 4 cu pas diferit, pentru eliminarea posibilit<Yii de aşezare a tacheYilor faY< de cremaliere la un unghi de transmitere zero; montarea tacheYilor pe dou< rânduri paralele, decalate cu o jum<tate de pas.

In figura 7.32 este reprezentat< construcYia unui diferenYial autoblocabil cu came şi tacheYi radiali. TacheYii 4 sunt amplasaYi radial între camele plane 2 şi 3, montate prin caneluri pe arborii planetari şi fixate în cilindrul 5 (colivie), ce face

corp comun cu carcasa 1 a diferenYialului, care reprezint< elementul conduc<tor. Deoarece pasul camelor este diferit (pentru evitarea situaYiei de netransmitere a momentului), momentul transmis arborilor planetari este pulsator. Acest dezavantaj este eliminat prin aşezarea tacheYilor pe dou< rânduri paralele. Cele dou< rânduri acYioneaz< pe roata exterioar< 2, iar contactul cu roata interioar< 3 se realizeaz< prin dou< came solidare între ele, având acelaşi profil, decalate cu o jum<tate de pas. In acest fel, totdeauna va fi posibil< transmiterea momentului, oricare ar fi poziYia reciproc< a camelor roYii interioare şi roYii exterioare. Astfel, când tacheYii din primul rând se afl< în poziYii extreme, poziYia cea mai apropiat<, sau cea mai îndep<rtat< de axa de rotaYie a diferenYialului, nu transmit moment, atunci tacheYii celui de-al doilea rând aflaYi într-o poziYie intermediar< vor transmite tot momentul.

Fig. 7.32.ConstrucYia diferenYialului autoblocabil cu came şi tacheYi radiali

In figura 7.33 se reprezint< schema forYelor cu care tachetul 4 acYioneaz< asupra elementelor diferenYialului când camele exterioare 2 sunt întârziate (notaYiile corespund fig. 7.32).

Dreptele KK2 şi KK3 (fig. 7.33,a) sunt normalele comune în punctele K2 şi K3 de contact dintre tachet şi cama 2, respectiv 3.

În punctul K2, asupra camei 2 vor acYiona urm<toarele forYe: R42, care este reacYiunea din partea tachetului, rezultant< a componentei

normale şi tangenYiale , unde µ este coeficientul de frecare; nR42 µ⋅= nt RR 4242


276

F2 - forĠa rezistentă redusă la camele exterioare; forĠa F2 se determină cu relaĠia:

Fig. 7.33.Schema forĠelor cu care tachetul acĠionează asupra elementelor diferenĠialului

2

22 rn

rXF d

⋅⋅

= , (7.48)

în care: X2 este reacĠiunea tangenĠială la roata motoare legată de camele 2; rd- raza

dinamică a roĠii motoare; n - numărul de tacheĠi care lucrează simultan; r2 - distanĠa

de la centrul de rotaĠie O la punctul ; R'K2 r2 - reacĠiunea radială din rulmentul

carcasei diferenĠialului. Asupra camelor interioare acĠionează forĠe similare notate cu indicele 3. Asupra tachetului acĠionează forĠele: R24 - reacĠiunea din partea camei exterioare; R34 - reacĠiunea din partea camei interioare; R54 - reacĠiunea coliviei asupra tachetului. In figura 7.32, b este reprezentat poligonul forĠelor care acĠionează asupra

elementelor diferenĠialului.


277

Pentru cazul considerat ω2 <ω3, reacYiunile R34 şi R24 se determin< cu relaYiile:

( )ρ−β=

3

334 sin

FR ; ( )ρ+β

=3

324 sin

FR , (7.49)

unde ρ= arctgµ reprezint< unghiul de frecare dintre suprafeYele aflate în contact. Din poligonul forYelor se observ< c<:

( )( )ρ+β

ρ−β=

2

2

2

3

34

24

cos

cos

R

R (7.50)

Coeficientul de blocare al diferenYialului este: ( ) ( )( ) ( )ρ+βρ−β

ρ−βρ+β⋅=

⋅⋅

==λ2

2

23

32

3

2

33

22

3

2

cossin

cossin

r

r

rF

rF

M

M (7.51)

Când ω2>ω3, coeficientul de blocare a diferenYialului este:

( ) ( )( ) ( )ρ+βρ−β

ρ−βρ+β⋅==λ

2

2

32

23

2

3

2

3

cossin

cossin

r

r

M

M (7.52)

Din relaYiile (7.51) şi (7.52), condiYiile de blocare ( ∞=λ ) se evit< dac<: 90-2ρ < β2,3 < ρ (7.53)

Din analiza relaYiilor (7.51) şi (7.52) se observ< c< propriet<Yile de blocare sunt asimetrice, datorit< valorilor diferite ale razelor r2 şi r3, precum şi ale unghiurilor de cuplare β2 şi β3.

Coeficientul de blocare la aceste diferenYiale are valori între 2,5 şi 5. La proiectarea diferenYialelor cu came, o serie de m<rimi ce definesc suprafeYele de lucru se adopt< constructiv în funcYie de dimensiunile punYii. In prezent se utilizeaz< trei tipuri de tacheYi definiYi de profilul suprafeYei de lucru, şi anume:

- tachet cilindric plat, cu suprafeYe de contact paralele; pentru acest tip de tachet, profilele camelor sunt evolventice;

- tachet definit de dou< drepte înclinate racordate cu un arc de cerc; acestui tip de tachet îi corespund profile ale camelar de forma spiralei lui Arhimede;

- tachet cu profilul format din arce de cerc, c<ruia îi corespund profile ale camelor de forma cicloidal<.

c. DiferenĠiale autoblocabile cu cuplaje de cursă liberă. In figura 7.34 este reprezentat< construcYia unui diferenYial autoblocabil cu cuplaje de curs< liber<. Elementul conduc<tor al diferenYialului este carcasa 1, care are pe suprafaYa cilindric< interioar< came profilate. Elementele conduse sunt roYile 3 şi 6 de pe arborii planetari.

Intre carcasa 1 şi roYile 3 şi 6 sunt montate dou< rânduri de role 2, aşezate în câte o colivie 4 şi 5. Transmiterea momentului de la carcas< la roYile planetare este posibil< dac< în spaYiul dintre ele se blocheaz< rolele. Realizarea acestei condiYii de blocare este posibil< prin crearea unui spaYiu de dimensiune variabil< între elementele interioare şi exterioare ale cuplajului. Pentru ca funcYionarea diferenYialului s< fie posibil< în ambele sensuri de deplasare ale automobilului, spaYiul variabil dintre elementele cuplajelor se realizeaz< simetric faY< de dimensiunea maxim< (fig. 7.34,b). Dac< între elementele diferenYialului nu exist<


278

viteze relative, cele dou< role se blocheaz< în spaYiul cu dimensiune mic<, iar momentele transmise celor doi arbori planetari sunt egale. Dac< roYile motoare trebuie s< se roteasc< cu viteze unghiulare diferite, rolele aflate în contact cu elementul condus al roYii înaintate se rostogolesc în canal spre spaYiul cu dimensiune mai mare. In acest fel, transmiterea momentului de la carcas< la roata cu turaYie mai mare înceteaz<, momentul transmiYându-se integral celeilalte roYi.

Pentru ca rolele cuplajului avansat s< nu se deplaseze în cealalt< margine a canalului şi s< se blocheze, coliviile rolelor sunt legate între ele în aşa fel, încât s< se poat< limita reciproc deplasarea uneia în raport cu cealalt< la o jum<tate din pasul p al canalului (fig. 7.34,c). In acest scop, colivia unui rând de role este prev<zut< cu unul sau cu mai multe ştifturi 7 care intr< în orificiile 8 ale coliviei celui de-al doilea rând.

Fig. 7.34. DiferenĠialul autoblocabil cu cuplaje de cursă liberă

ConstrucYia unui astfel de diferenYial d< posibilitatea deplas<rii automobilului în ambele sensuri în orice condiYii de exploatare. Dac< una dintre roYi patineaz<, momentul transmis acesteia de c<tre diferenYial se anuleaz<, fiind transmis integral celeilalte ( ∞=λ ). De asemenea, dac< se modific< turaYia uneia dintre roYi, cealalt< va continua s< se roteasc< cu turaYia carcasei.

Deşi, prin utilizarea acestei soluYii de diferenYial autoblocabil capacitatea de trecere este mult îmbun<t<Yit< , manevrabilitatea şi maniabilitatea automobilului se înr<ut<Yesc, deoarece, la deplasarea în viraj, transferul momentului motorului pe o singur< roat< –cea interioar< virajului - va determina, prin valoarea reacYiunii longitudinale, un moment ce se opune efectu<rii virajului. De asemenea, trecerile bruşte din regimul frân<rii în cel al demar<rii şi invers pot genera şocuri de valori


279

însemnate în transmisie. Toate aceste dezavantaje au f<cut ca soluYia s< aib< utilizare izolat< în construcYia de autoturisme de teren.

d. DiferenĠiale autoblocabile cu angrenaje speciale.

In cazul diferenYialelor autoblocabile cu frecare interioar<, atunci când apare vitez< relativ< de rotaYie între arborii de antrenare a punYilor faY< şi spate, momentul forYelor de frecare ce apar determin< un transfer de moment de la arborele cu turaYia mai ridicat< spre arborele cu turaYia mai mic<. Pentru un diferenYial interaxial (fig. 7.35), la care raportul razelor de divizare R1 şi R2 ale roYilor

planetare este 2

1

R

R=k , din condiYia de echilibru a

roYilor planetare, momentele statice repartizate punYilor când ω1=ω2 vor fi:

Fig.7.35. Dinamica

diferenĠialului interaxial

- pentru puntea motoare faY< (PMF):

cvMk

kM ⋅

+=

11 ; (7.54)

- pentru puntea motoare spate (PMS): cvMk

M ⋅+

=1

12

unde Mcv este momentul primit de carcasa diferenYialului de la cutia de viteze. In cazul în care diferenYa dintre turaYiile arborilor 1 şi 2 de antrenare a

punYilor faY< şi respectiv spate este ∆ω=ω1−ω2>0, notând ∆M transferul de moment între punYi, noua distribuYie va fi:

- pentru puntea motoare faY< : M1=k

k

+1.Mcv- ∆M;

- pentru puntea motoare spate: M2=k+1

1 .Mcv+∆M.

Când turaYiile 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 condiYiile de aderenY< la cele dou< punYi în raport cu momentele transmise punYilor. Transferul maxim de momente se produce când diferenYa de turaYii ale arborilor este maxim<, situaYie ce corespunde bloc<rii carcasei diferenYialului. Dac< η <1 este randamentul mecanismului când carcasa este blocat<, atunci distribuYia de baz< a momentelor (relaYia 7.54, pentru η =1 corespunz<toare st<rii blocate a diferenYialului), devine:

- pentru puntea motoare faY< : M1=η ⋅+ k

k

1⋅ ; '

cvM

- pentru puntea motoare spate: M2=k+1

1 . 'cvM ;


280

- momentul la carcasa diferenYialului: Mcv=M1+M2=k1

k1

+⋅η+ . '

cvM ,

sau: - pentru puntea faY< : M1= cvMk

k⋅

η⋅+η⋅

1;

- pentru puntea spate: M2= cvMk

⋅η⋅+1

1 (7.55).

De unde transferul de moment de la arborele 1 la arborele 2 este: ( )

( ) cvM)k(k

kM ⋅

η⋅+⋅+η−⋅

=∆ → 11

121 (7.56)

Similar se obYine transferul de la arborele 2 la arborele 1 sub forma:

( )

( ) cvM)k(k

kM ⋅

η+⋅+η−⋅

=∆ → 1

112 (7.57)

In cazul unui diferenYial simetric cinematic la care k=1 (înc<rcare egal< a

punYilor), rezult< cvMMMM ⋅η+η−

⋅=∆=∆=∆ →→ 1

1

2

11221 , de unde expresia

randamentului este:

cv

cv

M

MM

M

∆+

∆−

=η21

21

(7.58)

Pentru a obYine un transfer maxim de 20%, respectiv distribuYia momentelor în raportul 30% puntea faY< şi 70% puntea spate (sau 30% puntea spate şi 70% puntea faYa), randamentul mecanismului trebuie s< fie: η=0,43. Un astfel de randament nu se obYine prin angrenaje obişnuite, ci numai prin angrenaje speciale.

Un diferenYial autoblocabil cu angrenaje speciale care echipeaz< tot mai multe autoturisme cu tracYiune integral<, fie în poziYie interaxial< (AUDI QUATRO), fie ca diferenYial al punYii (LANCIA DELTA HF 4WD, RENAULT ESPACE QUADRA), este diferenYialul autoblocabil TORSEN.

Dac< diferenYialele interaxiale clasice blocabile sau autoblocabile pot fi considerate ca f<când parte din prima generaYie, diferenYialele cu frecare intern< m<rit< şi vîscocuplajele pot constitui cea de-a doua generaYie de diferenYiale, a treia generaYie reprezentând-o diferenYialele autoblocabile cu detectare de cuplu denumite TORSEN (SENsibil la momentul de TORsiune).

FuncYionarea diferenYialului TORSEN utilizeaz< ireversibilitatea angrenajului elicoidal roat<-şurub f<r< sfârşit, în sensul c< transmiterea mişc<rii de la roat< la şurub se face la randamente comparabile celorlalte angrenaje de roYi dinYate, în schimb funcYionarea reversibil< devine posibil<, cu randamente foarte reduse, numai dac< elicea danturii are anumite valori.

Compunerea unui diferenYial TORSEN este prezentat< în figura 7.36. Fiecare din arborii de ieşire 1 şi 2 sunt solidari cu şuruburile f<r< sfârşit 3 şi respectiv 4, cu funcYiile roYilor planetare din mecanismul diferenYial. SateliYii, în


281

num<r de trei, sunt montaYi echidistant în carcasa diferenYialului, care reprezint< elementul conduc<tor al mecanismului. Fiecare satelit este un ansamblu compus din dou< roYi elicoidale 5 şi 5’ şi patru roYi cilindrice 6-6’ şi respectiv 7-7’.

Fig. 7.36. ConstrucĠia diferenĠialului TORSEN

RoYile elicoidale 5 şi 5’ se g<sesc în angrenare permanent< cu câte unul

dintre şuruburile f<r< sfârşit 3, respectiv 4. RoYile dinYate cilindrice 5 şi 6, respectiv 5’ şi 6’, sunt solidarizate prin axul comun cu roYile elicoidale 5, respectiv 5’. Cele patru roYi cilindrice angrenate permanent formeaz< dou< angrenaje paralele care sincronizeaz< rotirea roYilor elicoidale.

La funcYionarea diferenYialului TORSEN se disting urm<toarele situaYii (fig.7.37):

• la deplasarea rectilinie, când arborii de ieşire 1 şi 2 au viteze unghiulare egale cu viteza unghiular< a carcasei, sateliYii r<mân imobili în raport cu propria lor ax<, ansamblul funcYionând ca un tot unitar, blocat;

•în curb<, dac< arborele 1 tinde s< se roteasc< mai repede decât carcasa diferenYialului, atunci şurubul 3 antreneaz< în rotaYie în sens orar roata elicoidal< 5. In acelaşi timp arborele 2 tinde s< se roteasc< mai încet, antrenând prin şurubul 4, în rotaYie de sens opus sensului orar, roata elicoidal< 5’. Cum roYile cilindrice permanent angrenate 6-6’ şi 7-7’ se rotesc cu viteze unghiulare egale şi de sens opus, este permis< funcYionarea mecanismului. Automobilul descrie curba ca în cazul utiliz<rii unui diferenYial simplu:


282

• dac< în lipsa aderenYei o roat<, fie roata antrenat< de arborele 1, ar tinde s< patineze, atunci accelerarea vitezei de rotaYie s-ar transmite prin angrenajul şurub f<r< sfârşit 3, roat< elicoidal< 5 şi angrenajele cilindrice 6-6’ şi 7-7’, angrenajului format din roata elicoidala 5’ şi şurubul 4 de pe arborele 2. Datorit< ireversibilit<Yii ultimului angrenaj, funcYionarea lui nu este posibil<, astfel c< în lipsa aderenYei devine imposibil< patinarea uneia dintre roYile punYii. Are astfel loc transferul de cuplu de la roata neaderent< la roata aderent< iar sistemul este blocat;

• la decelerarea automobilului în linie dreapt< şi în aceleaşi condiYii de aderenY< la ambele roYi, arborii 1 şi 2 au

aceiaşi tendinY< de rotaYie. Ca urmare roYile 6-6’ şi 7-7’ aflate în angrenare, tind s< se roteasc< în acelaşi sens orar. Ca urmare, funcYionarea este imposibil<, rezultând blocarea sistemului. In acest mod, diferenYialul TORSEN se comport< ca un sistem ABS, evitând practic orice blocare intempestiv< a roYilor. Acest efect pozitiv prezint< pentru securitatea activ< a automobilului un avantaj imposibil de negat.

Fig.7.37. FuncĠionarea diferenĠialului TORSEN

In plus, la diferenYialele TORSEN sunt de considerat şi urm<toarele aspecte:

- randamentul mecanic la transmiterea puterii de autopropulsare, uşor inferior diferenYialelor simple, r<mâne superior randamentelor diferenYialelor cu frecare m<rit<;

- ca dimensiuni este comparabil diferenYialelor simple; - performanYele dinamice, cu coeficientul de blocare λ=5…7, sunt

comparabile cu cele ale diferenYialelor cu discuri multiple de frecare. Deoarece, prin construcYie, diferenYialul TORSEN permite o distribuYie

static< a momentelor de cel mult 53/47, practic utilizarea ca diferenYial interaxial se recomand< doar în cazul automobilelor cu înc<rc<ri aproximativ egale pe punYi.

7.3. Distribuitoare şi reductoare-distribuitoare

Distribuitorul (sau cutia de distribuYie), amplasat în aval de cutia de viteze, realizeaz< divizarea fluxului de putere pentru autopropulsare în dou< ramuri transmise câte unul fiec<reia dintre punYile motoare. In cazul în care în afara diviz<rii momentului se realizeaz< şi o amplificare a lui, construcYia se numeşte reductor-distribuitor (sau cutie reductor-distribuitor).

Distribuitoarele, deşi simple constructiv, datorit< limit<rii calit<Yilor de tracYiune la posibilit<Yile oferite de treptele cutiei de viteze sunt folosite la


283

autoturisme sport, sau la unele vehicule utilitare dezvoltate din autoturismele 4x2 prin ad<ugarea unui lanY cinematic suplimentar, format dintr-un subansamblu de distribuire a fluxului de putere între punYi şi o transmisie longitudinal< pentru antrenarea celei de-a doua punte motoare.

In figura 7.38 se prezint< construcYia şi schema cinematic< de organizare pentru un distribuitor constituit dintr-un diferenYial simplu simetric cu roYi dinYate conice (VW),.

Fig.7.38.DiferenĠial interaxial simplu simetric:

a-construcYie; b-schema cinematic< de organizare

Elementul conduc<tor, care primeşte puterea de la cutia de viteze CV, prin

carcasa 1 a diferenYialului, este axul 2 al sateliYilor, iar elementele conduse sunt roYile planetare 3 şi 4 solidare respectiv cu arborii 5 şi 6 pentru antrenarea punYilor faY< (PMF) şi spate (PMS). Utilizarea diferenYialului interaxial simplu ofer< posibilitatea elimin<rii circulaYiei puterii parazite în sistemul transmisiei, în schimb conduce la limitarea calit<Yilor de tracYiune în cazul deplas<rii pe drumuri grele la forYa capabil< a fi dezvoltat< de roYile cu aderenYa redus<. Pentru evitarea patin<rii roYilor uneia dintre punYi, în cazul deplas<rii pe c<i cu aderenY< redus<, cu ajutorul mufei de cuplare 7 se poate realiza blocarea diferenYialului printr-o comand< dat< de conduc<torul autoturismului. SoluYia este insuficient< pentru cazurile în care condiYiile de aderenY< variaz< frecvent, precum şi al autoturismelor cu performanYe dinamice deosebite, când aprecierea conduc<torului poate conduce la evalu<ri eronate asupra necesit<Yii bloc<rii diferenYialului interaxial. RaYional< pentru astfel de autoturisme este utilizarea unui diferenYial interaxial cu propriet<Yi asimetrice de blocare. ConstrucYia şi schema de organizare cinematic< a unui distribuitor interaxial dezvoltat dintr-un mecanism planetar cu roYi cilindrice şi angrenare mixt< cu propriet<Yi asimetrice de blocare se prezint< in figura 7.39 (Porsche).


284

Fig.7.39. Diferential interaxial cu proprietăĠi asimetrice de blocare:

a- construcYie; b-schema cinematic< de organizare

Cinematic, funcYionarea este asem<n<toare cazului precedent, poziYiile marcate având aceeaşi semnificaYie ca mai înainte. Cuplajul multidisc montat între elementul conduc<tor şi arborele de antrenare al punYii spate face ca, în viraj, atunci când roYile faY< se rotesc cu viteze unghiulare mai mari decât ale roYilor spate, coeficientul de blocare al diferenYialului s< ia valoarea minim<. Când îns< roYile din spate se rotesc mai repede decât cele din faY< (puntea din spate tinde s< patineze), coeficientul de blocare ia valoarea maxim<, care conduce la autoblocarea diferenYialului şi la dep<şirea de c<tre automobil a situaYiei de aderenY< redus<.

ConstrucYia unui distribuitor cu transfer variabil de moment controlat prin vîscocuplaj este prezentat< în figura 7.40.

Fig. 7.40. Distribuitor cu transfer variabil de moment controlat prin vîscocuplaj:

a-construcYie; b-schema cinematic< de organizare


285

Distribuitorul este compus din mecanismul planetar cu roYi cilindrice şi angrenare mixt< 1 şi vîscocuplajul 2 în montaj arbore-carcas<. Atâta timp cât roYile motoare au viteze unghiulare egale, repartiYia momentului este f<cut< în proporYiile 1/3-faYa şi 2/3 spate. La tendinYa de patinare a roYilor uneia din punYi,, intrarea în funcYiune a vîscocuplajului redistribuie momentele pân< la limita încet<rii patin<rii roYilor.

In figura 7.41 se prezint< construcYia unui distribuitor interaxial pentru un automobil cu dispunerea transversal< a motorului (Ford MTX 75 4x4).

Fig. 7.41. Distribuitor cu diferenĠial interaxial asimetric pentru

dispunerea transversală a motorului; a-construcYie; b- schema cinematic< de organizare

Ca şi în cazul precedent, mecanismul divizor de flux este un diferenYial

asimetric cu roYi cilindrice şi angrenare mixt<. Elementul conduc<tor este braYul 1 al seteliYilor, care primeşte mişcarea de la cutia de viteze printr-un angrenaj cilindric ce compune transmisia principal<. Elementele conduse ale divizorului de fux de putere sunt arborii 2 şi 3, primul, 2, pentru antrenarea diferenYialului 4 al punYii faY<, iar al doilea, 3, pentru antrenarea, prin angrenajul conic 5-6 transmisiei longitudinale pentru antrenarea punYii motoare spate. Vîscocuplajul 7, în dispunerea de tip arbore-carcas< în circulaYia fluxului divizat de putere, asigur< îmbun<t<Yirea calit<Yilor de trecere în teren greu şi cu aderenY< sc<zut<.

Reductoarele-distribuitoare, prin posibilitatea cupl<rii facultative a uneia dintre cele dou< rapoarte de transmitere posibile, asigur< îmbun<t<Yirea calit<Yilor


286

de tracYiune ale automobilului prin dublarea gamei de rapoarte de transmitere realizabile în transmisie.

In figura 7.42 se prezint< construcYia şi schema cinematic< de organizare a unui reductor-distribuitor cu dou< trepte cu leg<tur< cinematic< rigid< între punYi (ARO). In carterul reductorului-distribuitor, ataşat de carterul cutiei de viteze, sunt montaYi trei arbori. Elementul conduc<tor este arborele secundar 1 al cutiei de viteze, iar elementele conduse sunt arborii 5 şi 8 de antrenare a punYilor faY< şi respectiv spate. Leg<turile dintre arborii conduşi şi conduc<tori se realizeaz<, în funcYie de treapta cuplat<, prin lanYuri cinematice rigide din angrenaje de roYi dinYate.

Fig. 7.42. Reductor–distribuitor cu leg<tur< cinematic< rigid<

şi arbori conduşi paraleli: a-construcYie; b- schema cinematic< de organizare

Pentru treapta normal< “N” (sau rapid<), cu raport de transmitere unitar,

prin deplasarea spre stânga a mufei 3 se realizeaz< o cuplare direct< între arborele conduc<tor 1 şi arborele secundar 5 pentru antrenarea punYii motoare spate. Cuplarea facultativ< a punYii din faY< se face prin deplasarea spre stânga a mufei 10, când fluxul de putere se transmite arborelui 8 prin roYile dinYate 8,12,11 şi mufa 10.

Pentru treapta reduc<toare ”R” (sau înceat<), prin deplasarea spre dreapta a mufelor 3 şi 10, fluxul de putere, ajuns prin angrenajul roYilor dinYate 2 şi 12 la arborele intermediar 7, este transmis arborelui secundar 5 pentru antrenarea punYii


287

motoare din spate prin rotile dinYate 6, 4 şi mufa 3 şi a arborelui secundar 8 pentru antrenarea punYii motoare faY< prin roYile 6,9 şi mufa 10. Raportul de transmitere al treptei reduc<toare este, în utilizarea ARO, iR=2,13.

Pentru utilizarea raYional< a performanYelor oferite de tracYiunea 4x4 şi de treapta înceat<, reductorul-distribuitor este conceput s< funcYioneze în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R, respectiv treapta reduc<toare s< fie utilizat< numai în varianta 4x4.

O construcYie similar< de reductor-distribuitor cu leg<tur< cinematica rigid< este prezentat< în figura 7.43 (Renault). Organizarea mecanismului reductor, f<r<

Fig. 7.43. Reductor–distribuitor cu leg<tur< cinematic< rigid<

şi arbori conduşi coaxialii: a-construcYie; b-schema cinematic< de organizare

priz< direct<, are arborii secundari 1 şi 2 de antrenare ai roYilor faY< şi spate coaxiali, legaYi de arborele secundar al cutiei de viteze prin dou< lanYuri cinematice paralele de roYi dinYate. Prin deplasarea mufei 3 spre stânga se realizeaz< funcYionarea în treapta normal<, iar prin deplasarea spre dreapta se asigur< cuplarea treptei reduc<toare. Cuplarea facultativ< a punYii faY< se face cu ajutorul mufei 4, care, deplasat< axial spre dreapta, realizeaz< priz< direct< între arborii 1 şi 2.

Particularitatea reductorului-distribuitor din figura 7.44,a (Mercedes) const< în lipsa arborelui intermediar. FuncYionarea se realizeaz< în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R, conform schemelor b,c,d din figura 7.44.

Reductor distribuitorul din figura 7.45,a (VW-Taro), este compus din înserierea unui reductor în dou< trepte cu divizor de flux constituit dintr-un lanY cinematic de roYi dinYate.


288

Fig.7.44. Reductor-distribuitor fără arbore intermediar

Fig.7.45. Reductor-distribuitor cu mecanisme înseriate.


289

Treapta normal< este de priz< direct< când, prin deplasare axial< spre stânga, mufa 1 realizeaz< leg<tura direct< dintre arborele secundar 2 al cutiei de viteze şi arborele 3 de antrenare a roYilor spate. Antrenarea facultativ< a punYii din faY< se realizeaz< cu ajutorul mufei 4, care, deplasat< axial spre stânga, solidarizeaz< roata dinYat< 5 cu arborele 2, asigurându-se transferul fluxului de putere spre arborele secundar 6 pentru antrenarea punYii faY<. Cuplarea treptei reduc<toare se obYine prin deplasarea axial< a mufei 1 spre dreapta, situaYie în care intr< in funcYiune lanYul cinematic al roYilor dinYate 7,8,9 şi 10. FuncYionarea în variantele 4x2N, 4x4N şi 4x4R se face conform schemelor b,c,d din figura 7.45.

La reductorul-distribuitor din figura 7.46 (Toyota), reductorul cu dou< trepte este constituit dintr-un mecanism planetar cu roYi dinYate cilindrice şi angrenare mixt<, iar distribuitorul este format din transmisia cu lanYul 4 dintre arborii secundari 5 şi 6 de antrenare a punYilor faY< şi respectiv spate.

Fig.7.46. Reductor-distribuitor cu mecanisme înseriate şi distribuitor cu lanY


290

Selectarea treptelor reductorului se face cu mufa 1. Treapta normal< este de priz< direct< şi se obYine când, prin deplasarea axial< spre dreapta a mufei 1, se blocheaz< grupul planetar. Treapta reduc<toare se obYine când, prin deplasare axial< spre stânga a mufei 1, roata planetar< 2 devine element fix, grupul planetar funcYionând dup< schema 3 din Tabelul 4.3.

Cuplarea facultativ< a punYii din faY< se face prin deplasarea axial< spre stânga a mufei 3.

7.4. Mecanisme de rulare liber< La autoturismele tot-teren, pentru cuplarea/decuplarea facultativ< a roYilor

faY<, în funcYie de condiYiile deplas<rii, în lanYul cinematic de antrenare a roYilor faY< se utilizeaz< mecanisme de rulare liber<. Utilizarea cuplajelor de rulare liber< a roYilor faY< determin< reducerea consumului de combustibil şi a zgomotului, deoarece ofer< posibilitatea opririi lanYului cinematic de antrenare a roYilor din faY< atunci când automobilul este utilizat în varianta 4x2.

In figura 7.47 este prezentat< construcYia unui mecanism de rulare liber< cu comand< manual< sub sarcin< (ARO).

Fig.7.47. Mecanism de rulare liberă

Butucul canelat 1, solidar la rotaYie cu arborele transmisiei la roata motoare

faY<, este fixat axial în corpul 3 prin intermediul unei bucşe antifricYiune 4. Elementul care realizeaz<, la comand<, cuplarea sau decuplarea mecanismului este manşonul canelat 2, solidar la rotaYie cu corpul 3 al mecanismului. Comanda cupl<rii, respectiv decupl<rii, este realizat< de o transmisie şurub-piuliY< compus< din bucşa filetat< 5 şi şaiba de acYionare 6, ghidat< în carcasa 7, culisant< în corpul 3. Pentru cele dou< faze de funcYionare sunt prev<zute arcul de cuplare 8 şi arcul de revenire 9 şi discul de control 10, prin intermediul c<ruia conduc<torul acYioneaz< mecanismul.


291

Pentru cuplarea roYilor faY<, pentru funcYionarea tracYiunii 4x4, discul de control 10 se roteşte din poziYia 4x2 în poziYia 4x4 inscripYionat< pe capacul 11. La rotirea discului de control 10, şaiba de acYionare 6 se va deplasa în carcasa 7 comprimând arcul 8, astfel c< prin carcas< se exercit< ap<sare asupra manşonului 2, care va fi obligat s< avanseze spre canelurile exterioare ale butucului 1. La punerea în mişcare a autoturismului, canelurile manşonului 2 se vor întrep<trunde cu canelurile butucului 1 pe o distanY< egal< cu deplasarea şaibei de acYionare 6 şi astfel se solidarizeaz< la rotaYie roata faY< cu transmisia punYii faY<.

Decuplarea se realizeaz< prin aducerea discului de control 10 în poziYia 4x2 marcat< pe capacul 11, revenirea mecanismului în poziYia iniYial< fiind asigurat< de arcul 9.

7.5. Transmisii 4x4

Printre multiplele probleme care îi preocup< pe constructorii de automobile cu tracYiune integrala (4x4) este şi aceea a modului de organizare a transmisiei.

Autoturismele 4x4 cu calit<Yi dinamice sporite sunt dezvoltate din autoturisme 4x2 c<rora, la lanYul cinematic iniYial, li s-a ad<ugat un lanY cinematic care asigur< transferul fluxului de putere şi la cea de-a doua punte a autoturismului.

In figura 7.48 sunt prezentate soluYii de tracYiune 4x4 derivate din tracYiunea faY<.

In figura 7.48,a, cu motorul dispus transversal divizarea fluxului de putere se face printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig. 7.41.

In figura 7.46,b şi c, cu motorul dispus longitudinal, divizarea fluxului de putere se face, pentru cazul b, printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig. 7.38, iar pentru cazul c, printr-un distribuitor de tipul celui prezentat în fig.7.42.

Fig.7.48. SoluĠii de tracĠiune 4x4 derivate din tracĠiunea faĠă

Automobilele echipate cu sisteme ce asigur< transfer variabil al fluxului de putere cu control exterior în limite largi, prin utilizarea vîscocuplajelor, sunt dezvoltate din schemele prezentate în figura 7.49.

In figura 7.49,a este prezentat< o parte din lanYul cinematic al tracYiunii integrale derivat< din tracYiunea spate (ex. BMW 325 iX), iar în figura 7.49,b este prezentat lanYul cinematic al tracYiunii integrale derivat din tracYiunea faY<. Fluxul de putere la ieşirea din cutia de viteze C.V. este împ<rYit la cele dou< punYi motoare faY< (PMF), respectiv spate (PMS), printr-un mecanism planetar cu roYi cilindrice şi angrenare mixt<. Controlul transferului de putere între punYi, atunci când se manifest< tendinYa de patinare a roYilor uneia dintre punYi, se face prin vîscocuplajul V. In acest caz vîscocuplajul realizeaz< o leg<tura de tip “arbore-arbore”.


292

Fig. 7.49. SoluĠii de tracĠiune 4x4 cu transfer variabil de moment

Dezvoltat< din schema prezentat< în figura 7.49,b, se prezint< în fig. 7.49,c organizarea unei transmisii integrale controlat< prin doua vîscocuplaje (Nissan Atesa). Vîscocuplajul 1 controleaz< transferul interaxial al momentului, iar vîscocuplajul 2, controlul transferului momentului între roYile punYii spate. Intr-o asemenea organizare cinematic<, calit<Yile de tracYiune ale automobilului sunt deosebite, asigurându-se performanYe ridicate la demaraj, stabilitate şi maniabilitate şi leg<tur< controlabil< între pneu si cale.

In figura 7.50 este prezentat< schema transmisiei integrale Lancia Delta HF 4DW. DistribuYia momentului între punYi este f<cut< printr-un mecanism planetar cu angrenare mixt< şi autoreglare vîscoas< cu un vîscocuplaj în montajul “arbore-arbore”, iar controlul repartiz<rii momentului motor între roYile punYii spate se face printr-un diferenYial autoblocabil TORSEN.

Fig. 7.50. TracĠiunea 4x4 Lancia Delta HF 4DW


293

In figura 7.51 se prezint< varianta constructiv< a tracYiunii permanente 4x4 la care cuplajul vîscos realizeaz< efectiv transmiterea fluxului de putere şi nu numai reglarea vîscoas< a distribuYiei interaxiale. SoluYia este folosit< de modelele VW SINCRO şi Renault Espace Quadra.

Fig.7.51. TracĠiunea 4x4 Renault Espace Quadra

Cuplajul vîscos asigur<, în orice situaYie, condiYiile de conducere dorite, chiar în cazul variantei cu diferenYial interaxial cu vîscocuplaj, neputând fi îns< stabilite condiYii de blocare pentru fiecare situaYie întâlnit< în exploatare. Prin controlul electronic al unit<Yii vîscoase se obYine o leg<tur< controlat< între roYi şi cale, indiferent de starea c<ii de rulare.

In figura 7.52 se prezint< organizarea general< a tracYiunii 4x4 cu comand< electronic< a vîscocuplajelor. Comanda vîscocuplajului interaxial 3 (fig.7.52,a-prototip FIAT) este asigurat< de unitatea electronic< de comanda 1, corelat< cu sistemul hidraulic de control 2, al sistemului de antiblocare a frânelor ABS.

La soluYia din figura 7.52,b, variaYia momentului motor transmis la punYile motoare, în funcYie de distribuYia dinamic< a sarcinilor pe punYi şi de aderenYa roYilor pe cale, se face cu ajutorul unui diferenYial interaxial 1, o transmisie continu< 2 de tip CVT şi o unitate vîscoas< 3, cu rol de cuplare-decuplare a punYii motoare faY<.

In figura 7.53 sunt prezentate principalele organiz<ri ale tracYiunii 4x4 la autoturisme cu performante dinamice sporite. Corespunz<tor figurii 7.53, în tabelul 7.7 sunt prezentate principalele caracteristici constructive ale autoturismelor considerate.


294

Fig.7.52. TracĠiunea 4x4 cu control electronic:

a-prototip FIAT; b-Steyer-Daimler-Puchprototip

Fig.7.53. Organizarea tracĠiunii 4x4 la autoturisme cu performanĠe dinamice sporite


295

Tabelul 7.7. Autoturisme 4x4-caracteristici

Tip diferential Repartizarea

puterii

Model

faYa central spate faYa spate

AUDI 80/90

QUATRO

AUDI 100/200

QUATRO

TORSEN Clasic +blocare

50% 50%

BMW 325 37% 63% FORD

Siera 4x4

FORD

Scorpio 4x4

Clasic +vîscocuplaj 34% 66%

Lancia Delta

HF Integrale

Torsen

Lancia Prisma

Integrale

Mecanism planetar cu roYi cilindrice şi angrenare mixt<

+ vîscocuplaj

Clasic +vîscocuplaj

56% 44%

Mazda 323

Mecanism planetar cu roYi cilindrice şi

angrenare mixt< + blocare

clasic

Toyota Corolla

4WD

Clasic+ blocare clasic

50% 50%

Porsche 959

Cuplaj multidisc Clasic+ cuplaj

multidisc

20/40% 80/60%

Mercedes 4

Matic

Mecanism planetar cu roYi cilindrice şi

angrenare mixt<+ blocare

Clasic, +blocare

35% 65%

VW Golf/Jefa

Syncro

Simplu simetric cu roYi dinYate conice

(Clasic)

Clasic + roat< liber< cu blocare

90% 10%

VW

Transporter

Clasic+blocare

Vîscocuplaj

Clasic +blocare

10% 90%

Pentru autoturismele 4x4 tot-teren în figura 7.54 se prezint< o

sistematizare a principalelor mecanisme specifice tracYiunii integrale, locul lor de amplasare precum şi firmele şi modelele care le utilizeaz<.

SoluYia de organizare 4x4 permanent cuplat are în frunte firma ROVER prin cele dou< modele ale sale, LAND ROVER şi RANGE ROVER, urmat< de MERCEDES BENZ şi LADA NIVA. Dintre celelalte firme produc<toare de autoturisme de teren, la aceast< soluYie a mai aderat TOYOTA, prin modelul Toyota HDJ-80VX.


296

F

ig.7

.54

. O

rgan

izar

ea tr

acĠiu

nii 4

x4 t

ot-t

eren


297

Pentru eliminarea fenomenului de circulaYie parazit< de puteri, care la viteze mari poate duce la distrugerea transmisiei, cu excepYia modelului RANGE ROVER echipat cu vîscocuplaj, toate celelalte modele sunt echipate cu diferenYiale interaxiale simple, blocabile.

In privinYa diferenYialelor punYilor (axiale), acestea sunt simple (Range Rover, Land Rover, Lada Niva), blocabile (Mercedes 300 GE, Toyota HDJ-80VX), sau autoblocabile cu suprafeYe multiple de frecare (Dangel 504 D Pick-Up).

Organizarea 4x4 facultativ cuplat (comandat) domin< fabricaYia de autoturisme tot-teren, oferind comparativ cu cel<lalt tip, câteva avantaje: consumuri reduse de combustibil, mai ales la viteze superioare, zgomot redus la cuplarea 4x2, uzuri reduse în transmisie, nivel al vibraYiilor mai redus. Având în vedere c< cea mai mare perioad< a timpului, autoturismul se utilizeaz< în varianta 4x2, diferenYialele interaxiale în aceast< variant< cunosc o utilizare limitat< (Jeep Cherochee). Elementul de noutate îl aduce firma MITSUBISHI, prin modelul Pajero, care, deşi este un 4x4 cu cuplare facultativ<, utilizeaz< un diferenYial autoblocabil prin cuplaj vîscos, asigurându-se în varianta 4x2 funcYionare silenYioas< şi consumuri mici, cât şi o înc<rcare normal< a transmisiei la orice vitez< şi pe orice drum în varianta 4x4.

Pentru puntea din faY<, în toate cazurile, se utilizeaz< diferenYiale simple. La puntea din spate, diferenYialele simple se p<streaz< la modelele Nissan Patrol 2800 D6, Opel Frontera, Suzuki Samurai, Suzuki Vitara, dar cele mai multe autoturisme 4x4 tot-teren utilizeaz<, în puntea din spate, diferenYiale autoblocabile cu suprafeYe multiple de frecare (Auverland, Bertone, Jeep Cherokee, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol 2800 D6, Nissan King Cab, Nissan Terrano, Opel Frontela, Toyota Hi-Lux), sau blocabile (ARO 10, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol GR 2800).

La aceste autoturisme, cu excepYia modelelor firmelor Jeep, Auverland şi a modelului Nissan Patrol 2800 B6, toate astfel de autoturisme sunt echipate la roYile punYii din faY< cu mecanisme de rulare liber<.

Marile firme echipeaz< modelele noi cu mecanisme automate de rulare liber< (Bertone, Chevrolet Blazer, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol, Opel Frontera, Toyota LU-73 DT), dar şi mecanismele cu acYionare manual< sunt înc< destul de utilizate (ARO, Mitsubishi Pajero, Nissan Patrol, Suzuki, Toyota HI-LUX).

In privinYa perspectivei de echipare a autoturismelor 4x4 tot-teren (fig. 7.55) se disting urm<toarele tendinYe:

• 4x4 permanent cuplat (fig.7,55,a): diferenYialul ineraxial va fi cu autoreglare vîscoas<, diferenYialul puntii spate va fi autoblocabil sau blocabil, iar cel al punYii din faY< simplu, cel mult blocabil; este foarte posibil ca diferenYialele autoblocabile cu suprafeYe multiple de frecare s< fie înlocuite, cel puYin la autoturismele cu caracter recreativ, cu diferentiale autoblocabile TORSEN;

• 4x4 facultativ cuplat (fig.7,55,b): se vor dezvolta spre varianta 4x4 permanent cuplat, f<r< îns< a se renunYa la posibilitatea 4x2 (soluYia Mitsubishi Pajero). DiferenYialele interaxiale vor fi, la modelele “lux”, cu autoreglare vîscoas<, iar la cele “utilitare” vor fi blocabile.


298

a) b)

Fig.7.55. Perspectivele tracĠiunii 4x4 tot-teren: a-4x4 permanent cuplat; b-4x4 facultativ cuplat

DiferenĠialele spate sunt autoblocabile sau blocabile, iar cele faĠă, simple, cel mult blocabile. Este foarte posibil ca diferenĠialele autoblocabile cu suprafeĠe multiple de frecare utilizate la puntea spate să fie înlocuite cu diferenĠiale TORSEN.

BIBLIOGRAFIE 1. Alexandru, P. ş.a. Mecanismele direcYiei autovehiculelor, Editura tehnic<,

Bucureşti, 1977. 2. Cristea, D.,ş.a. Cars Electronic Train Management, Al 6-Congres E.A.E.C. :

" LIGHTWIGT AND SMALL CARS THE ANSWER TO FUTURE NEEDS", Cernobbino, Italia, 2-4 iulie 1997.

3. Derreumax, B. Les transmissions, E.T.A.I., Imprimerie P. FOURNIÉ, Paris, 1991.

4. DudiY<, F. ş.a. Cuplaje mobile homocinetice, Editura tehnic<, Bucureşti, 1974. 5. Fr<Yil<, Gh. Calculul şi construcYia automobilelor, Editura didactic< şi

pedagogic<, Bucureşti, 1977. 6. Ghiulai,C., Vasiliu Ch. Dinamica autovehiculelor, Editura didactic< si

pedagogic< Bucureşti, 1975 7. Gorianu, M., ş.a. Propulsia şi circulaYia autovehiculelor cu roYi, Editura

ştiinYific< şi enciclopedic<, Bucureşti, 1987. 8. Leske A., Schäffler, R. Gertribe, Vogel Bucverlag , Technische Akademie des

Kraftfahrzeuggewerbes, 1994. 9. Macarie, T., Tabacu, I. L'influence de l'organisation générale de la traction

sur la capacité de frenaje de l'automobile, Journées européennes du Freinage, Lille-France, 9-10 decembrie 1998.

10. Macarie, T., ş.a. Concerning the maximum possibilities of active safety offered

integral traction, ConferinYa internaYional<: “MOTAUTO'97”, Ruse, Bulgaria, 14-16 octombrie 1997.

11. Marcu, S., ş.a. DirecYii de evoluYie în organizarea transmisiei autoturismelor

de teren, A VII-a ConferinY< NaYional< de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

12. Marinescu, D., ş.a. Aspecte ale evoluYiei transmisiilor cu variaYie continu< pentru autoturisme , A VII-a ConferinY< cu participare internaYional<: “CAR'97”, vol. A , Piteşti , 20-22 noiembrie 1997.

Bibliografie

300

13. Marinescu, D., Tabacu, St. Evaluarea caracteristicii exterioare a motoarelor

cu ardere intern<, A VII-a ConferinYa NaYional< de Termotehnic<, Vol III, Piteşti, 29-30 mai 1998,

14. Miloiu, Gh. ş.a. Transmisii mecanice moderne, Editura tehnic<, Bucureşti, 1980.

15. Mitschke, M. Dynamik der Kraftfahreuge, Band A: Antrieb und Bremsung, Springer- Verlag, Berlin Heidelberg New York, 1982.

16. Mondiru, C. Automobile Dacia, diagnosticare, întreYinere, reparare, Editura tehnic<, Bucureşti, 1998.

17. Preukshat, A. Fahrwerktechnik: Antriebsarten, Vogel Buchverlag Würzburg, 1988.

18. PoYincu, Gh. şi Tabacu, I. Sistemele automobilului, Litografia Institutului Politehnic Bucureşti, 1973.

19. PoYincu, Gh., Hara, V. şi Tabacu, I. Automobile, Editura didactic< şi pedagogic<, Bucureşti, 1980.

20. PoYincu, Gh., Dinamica autovehiculelor, Vol. I, Litografiat Universitatea din Piteşti, 1997.

21. Tabacu, I. Calculul şi ConstrucYia automobilelor, Indrumar de laborator, Litografiat Institutul de Subingineri Piteşti, 1985.

22. Tabacu, I. ş.a. Dinamica autovehiculelor, Indrumar de proiectare, Litografiat Universitatea din Piteşti, 1990.

23. Tabacu, I. ConsideraYii asupra condiYiilor de determinare a rapoartelor de

transmisiilor mecanice în trepte utilizate la autoturisme, Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 1/1990.

24. Tabacu, I., The integral traction at the adherence limit through the control of

the relative sliping of the wheels, A 4-a ConferinY< international<: “ESFA’91”, Vol.II, Bucureşti , 25-26 octombrie 1991.

25. Tabacu, I. Limitele de oportunitate pentru soluYia tracYiunii integrale la

autoturisme; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 3/1992. 26. Tabacu, I., Marinescu, D. Posibilit<Yi de acordare cinematic< între motorul

termic şi transmisie printr-o cutie de viteze cu variaYie continu< a raportului de

transmitere, A V-a ConferinY< naYional< de automobile: “CAR'92”, vol. A, Piteşti, 20-22 noiembrie 1992.

27. Tabacu, I., ş.a. Mecanismul modelarii momentului la roata de propulsie

pentru realizarea tracYiunii la limita aderenYei, A VII-a ConferinY< NaYional< de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

28. Tabacu, I., ş.a. Posibilit<Yi de realizare a tractiunii 4x4 cu control automat al

alunec<rii relative roYi-cale A VII-a ConferinY< NaYional< de Automobile şi tractoare: “CONAT’93”, vol. II, Braşov, 18-20 martie 1993.

29. Tabacu,I. The integral traction at the adherence limit throudh the control of

the relative sliping of the wheels, Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr.3/1993.

30. Tabacu, I., ş.a. ContribuYii privind realizarea unui autoturism economic

pentru traficul urban; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 4/1993.

Bibliografie

301

31. Tabacu, I. ş.a. Influence of the Wheel drive rigid kinetic link on the wheel

behaviour during maximum braking; Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 4/1995.

32. Tabacu, I., ş.a. Adaptarea motorului cu ardere interna la condiYiile

autopropuls<rii prin echiparea cu CVT, A 6-a ConferinY< international<: “ESFA’98”, Vol. I, Bucureşti, 5-6 noiembrie 1998.

33. Untaru, M., ş.a. Dinamica autovehiculelor pe roYi, Editura didactic< şi pedagogic< , Bucureşti, 1981.

34. Untaru, M., ş.a. Calculul şi construcYia autovehiculelor, Editura didactic< şi pedagogic< , Bucureşti, 1982.

35. Untaru, M., ş.a. ConstrucYia şi calculul automobilelor, Editura tehnic<, Bucureşti, 1974.

36. Untaru, M., ş.a., Automobile, Editura didactic< şi pedagogic<, Bucureşti 1975.

37. Voinea, M. Proiect de diplom<, Universtatea din Piteşti, 1998. 38. * * * Manualul inginerului mecanic: Mecanisme; Organe de maşini, Dinamica

maşinilor, Editura tehnic<, Bucureşti, 1975. 39. * * * Manualul inginerului mecanic :Materiale, RezistenYa materialelor,

Stabilitatea elastic<; VibraYii, Editura tehnic<, Bucureşti, 1976. 40. * * * Les cahiers de l’automobile, tome 3, Conception et réalisation Régie

Nationale des Usines Renault, E.T.A.I., 1979. 41. * * * Elaborarea unui program de calcul de acordare a transmisiei

autoturismului în funcYie de caracteristicile motorului şi de performanYe

impuse automobilului, Contractul Nr. 11/1983, IIS Piteşti, beneficiar ICSITA Piteşti.

42. * * * Program pentru calculul de determinare a marimilor cinematice ale

transmisiilor autoturismelor funcYie de performanYe impuse de demaraj,

consum de combustibil, dinamice şi de de trafic, Contractul Nr. 4/1984, IIS Piteşti, beneficiar ICSITA Piteşti

43. * * * Studiul capacit<Yii de trecere a autovehiculelor, Contractul Nr. 131/1991, Universitatea din Piteşti, beneficiar S. C. ARO S.A. Câmpulung

44. * * * Optimiz<ri parametrice ale echipamentului motopropulsor al

autoturismului Dacia 1300 pentru trafic urban, Contractul Nr. 140/1992, Universitatea din Piteşti, beneficiar MASTER S.A. Bucureşti

45. * * * Cercet<ri şi dezvoltarea de caroserii şi echipamente mecanice pentru

creşterea performanYelor automobilelor, Contract Nr. 125C/1994, Tema A.5., Faza 5.7., S.C. CESAR-ARO S.A. Câmpulung, beneficiar Ministerul Cercet<rii.

46. * * * Transmisia integral< autoadaptiv< la condiYiile de drum pentru

autovehiculele ARO 24 prin utilizarea de vascocuplaje şi diferenYiale Torsen, Contract Tema B2, Faza 1, S.C. CESAR-ARO S.A. Câmpulung, beneficiar Ministerul Cercet<rii

47. * * * “Revue Technique Automobile” ColecYia 1995…1998. 48. * * * Colectia de STAS-uri referitoare la construcYia de automobile.

transmisii,cutii de viteze,ambreiaje si prize de putere

Documents