calculul si constructia puntii motoare spate
DESCRIPTION
calculul si constructia puntii motoare spateTRANSCRIPT
Calculul şi construcţia punţii motoare spate1.1. Alegerea tipului constructiv
Punţile din spate motoare , spre deosebire de cele nemotoare , asigură
transmiterea fluxului de putere al motorului la transmisia longitudinală a roţilor motoare .
Pentru transmiterea fluxului de putere al motorului punţile cuprind următoarele mecanisme :
- transmisia principală ;
- diferenţialul ;
- arborii planetari ;
- butucul roţii .
Puntea din spate are rolul de a prelua toate forţele şi momentele ce apar în centrul roţilor din spate ale automobilului şi de ale transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului . Acest rol este îndeplinit de punte prin intermediul mecanismului de ghidare al roţilor .
După tipul mecanismului de ghidare , punţile din spate pot fi rigide sau articulate .
Punţile rigide ( sau punţi cu oscilaţie dependentă a roţilor ) sunt punţile la care oscilaţia uneia dintre roţi , ca urmare a sarcinii verticale , influenţează şi poziţia celeilalte roţi , fără a se modifica poziţia relativă dintre ele.
Punţile articulate ( sau punţi cu oscilaţie independentă a roţilor ) sunt punţile la care variaţia sarcinii verticale la una din roţi determină modificarea poziţiei relative dintre roţile punţii .
Puntea din spate trebuie să satisfacă o serie de cerinţe şi anume :
- să asigure preluarea integrală a forţelor si momentelor reactive ce apar în centrele roţilor şi să le transmită elementelor de legătură ;
- să aibă dimensiuni de gabarit cât mai mici , în special pe verticală , pentru a se obţine mărirea gărzii la sol ;
- să fie uşoară ;
- să prezinte soluţii tehnice simple şi costuri reduse ;
- întreţinere uşoară ;
- siguranţă în exploatare .
Caracteristic punţilor motoare sunt următoarele :
- adaptarea fluxului de putere al motorului la condiţiile de deplasare necesare obţinerii calităţilor de consum şi dinamice optime ;
- să asigure funcţionarea normală şi silenţioasă a mecanismelor componente .
În conformitate cu cerinţele enunţate anterior am ales ca soluţie de echipare a automobilului de proiectat o punte rigidă . 1.2 Transmisia principală
Transmisia principală cuprinde toate mecanismele punţii din spate care asigură o demultiplicare a turaţiei motorului .
Rolul transmisiei principale este de a mări momentul motor primit de la transmisia longitudinală şi de al transmite prin intermediul diferenţialului şi arborilor planetari roţilor motoare ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 90 ْ faţă de axa longitudinală a automobilului .
Organizarea cinematică a transmisiei principale
La transmisiile principale simple ţi la prima treaptă a transmisiilor principale duble se utilizează angrenaje de tipul :
- cu roţi dinţate conice ;- cu roţi dinţate hipoide ;- cu roţi dinţate melc – roată melcată .Celelalte ale transmisiei principale duble sunt cu roţi dinţate cilindrice cu
axe fixe sau mobile .În figura următoare este redată schema cinematică de organizare a unei
transmisii principale simplă cu roţi dinţate conice .
Pinionul de atac 2 este montat prin lagăre cu rostogolire în carterul 4 şi este permanent în angrenare cu coroana 3 montată prin şuruburile 6 pe carcasa diferenţialului 7 .
Fluxul de putere este transmis pinionului 2 de la transmisia principală prin flanşa 9 şi mai departe , de la angrenajul conic 2 – 3 , prin intermediul diferenţialului 7 , la arborii planetari 5 şi 8 .
Dimensionarea geometrică a angrenajelorParametrii geometrici ai angrenajelor conice cu dinţi drepţi sau curbi
prezentaţi în figura următoare sunt calculaţi în cele ce urmează .
Determinarea momentului de calculCa mărime de intrare pentru automobilele cu o punte motoare se consideră
momentul de torsiune al motorului MM redus la angrenajul calculat , dat de relaţia : Nm
unde : - icv1 este raportul de transmitere al primei trepte de viteză ;- ηcv este randamentul cutiei de viteze (ηcv = 0,97...0,98) ;Numerele de dinţiSe adoptă : z1 = 7 numărul de dinţi ai pinionului de atac
z2 = z1 i0 = numărul de dinţi ai coroanei .Unghiul de angrenareαn = 20° ( conform STAS6844 – 63 ) ;Lăţimea danturiib = 27 mm ; Unghiul de înclinare al dintelui în secţiune medie a danturiiβm = 35 – 40 ° Se adoptă βm = 35° ;Unghiul semiconului de divizare
Modulul normalÎn conformitate cu Mc se adoptă din nomogramă mn = 4.5 mm ;Modulul frontal
mm ;
se adoptă mf = 7 mm ;Lungimea generatoarei conului de divizare
mm
Coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontal
Coeficientul jocului de referinţă la fund normal şi frontal
Adâncimea de lucru a dinţilormm ;
Jocul la fundmm ;
Înălţimea dinteluimm ;
Înălţimea capului
Înălţimea piciorului
Diametrele de divizare
Unghiul piciorului dintelui
Semiunghiul exterior al conului
Unghiul interior conului
Diametrele de vârf
Distanţa de la vârful conului până la dantură
Calculul de rezistenţă şi verificare a angrenajelorVerificarea danturii la încovoiere Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relaţia :
unde :
- este forţa tangenţială
- kc este un coeficient care ţine seama de concentrările de eforturi ce au loc la baza dintelui kc = 1,2 .. 1,4 pentru dantură călită ; kc = 1,2 pentru dantură cementată ; Se adoptă kc = 1,2 . - k1 este un coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui k1 = 1,1 ... 1,2 pentru pinion în consolă ; k1 = 1,0 ... 1,1 pentru pinion între reazeme ;Se adoptă k1 = 1,15 .- ks este un coeficient dimensional
- kd este un coeficient de încărcare dinamică kd = 1,25 pentru autovehicule normale- y este un coeficient de formă ; se adoptă y = 2,25 .- Pn este pasul normal - kε este un coeficient de acoperire kε = (0,8 ...0,9)ε unde : ε este gradul de acoperire
kε = 0,85ε=1,396 .Atunci :
Verificarea danturii la presiunea de contact
Presiunea de contact a roţilor conice se determină cu relaţia :
unde :
- este lungimea dintelui ;
- ρ este raza de curbură redusă
Atunci :
Verificarea danturii la oboseală
Efortul unitar siN care apare datorită solicitărilor la încovoiere repetată a danturii se determină cu relaţia :
unde :- sia este efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării repetate a
unei sarcini cu un număr de cicluri N = 6*106 sia = 2100 daN/cm2 ;- ka coeficient de anduranţă
Se adoptă ka = 1,8 ;- kt coeficient de temperatură
;- c – coeficient de siguranţă
Se adoptă c = 1,1 ; Atunci :
Pentru obţinerea anduranţei necesare va trebui ca efortul unitar la încovoiere să nu depăşească efortul unitar dat de relaţia de mai sus :
Calculul arborilor transmisiei principaleArborele pinionului de atac Calculul reacţiunilor
Se adoptă lungimile l1 = 30 mm şi l2 = 80 mm .În plan orizontal ( H ) :ΣMB = 0
unde :
În plan vertical ( V ) :ΣMB = 0
Atunci :
Calculul momentelor
În plan orizontal ( H ) :
În plan vertical ( V ) :
Momentul încovoietor rezultant este :
Momentul de torsiune ce solicită arborele este : Mt1 =645000NmmMomentul echivalent este :
unde : α = 0,5 ;
Din condiţia de rezistenţă la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secţiunea în care se află punctul A :
; ; unde sai = 250 N/mm2 .
Se adoptă dA = 35 mm . Momentul echivalent din punctul C este :
unde : α = 0,5 ;Din condiţia de rezistenţă la solicitări
compuse rezultă diametrul necesar în secţiunea în care se află punctul C :
;
unde sai = 250 N/mm2 . Se adoptă dC = 30 mm . Diagrama de momente este cea
alăturată.
Arborele coroanei transmisiei principale Calculul reacţiunilor
Se adoptă lungimile l3 = 76 mm şi l4 = 30 mm .În plan orizontal ( H ) :ΣMC = 0
unde :
În plan vertical ( V ) :ΣMC = 0
Atunci :
Calculul momentelor
În plan orizontal ( H ) :
În plan vertical ( V ) :
Momentul încovoietor rezultant este :
Momentul de torsiune ce solicită arborele este : Mt2=2797611NmmMomentul echivalent este :
unde : α = 0,5 ;Din condiţia de rezistenţă la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în
secţiunea în care se află punctul E :
; ; unde sai = 250 N/mm2 .
Se adoptă dA = 45 mm . Momentul echivalent din punctele D,C este :
Din condiţia de rezistenţă la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secţiunile în care se află punctele D şi C :
; unde sai = 250 N/mm2 .
Se adoptă dC = 50 mm . Diagrama de momente este următoarea :
Calculul lagărelor Lagărele pentru arborele pinionului de atac
Pentru acest arbore se adoptă montaj în ,,O’’ .
Pentru lagărul din B :
Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând cu următoarele dimensiuni :
Pentru acest rulment deci :
.Sarcina echivalentă este dată de relaţia :
, unde :- p=3,33 pentru rulmenţi cu role ; - L este durabilitatea rulmentului în milioane de rotaţii .
în care :
- n este turaţia de antrenare ; rot/min ;
- Dh este durata de funcţionare ;Dh=1500 ore ;
Atunci : kN .
Deci C < Cr (Cr=34 kN) .Pentru lagărul din A :
Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând cu următoarele dimensiuni :
Pentru acest rulment deci :
Atunci : kN ;
Deci C < Cr (Cr=58,1 kN) .
Lagărele arborelui coroanei
Pentru acest arbore se adoptă montaj în ,, X ’’ .
Deci suntem în cazul :
Pentru lagărul din C:
Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând cu următoarele dimensiuni :
Pentru acest rulment deci :
- n este turaţia de antrenare ; rot/min ;
- Dh este durata de funcţionare ;Dh=1500 ore ;
Atunci : kN ;
Deci C < Cr (Cr=58,5 kN) .
Pentru lagărul din C:
Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând cu următoarele dimensiuni :
Atunci : kN ;
Deci C < Cr (Cr=58,5 kN) .
2.1 Diferenţialul Organizarea cinematică a diferenţialului
Diferenţialul este un mecanism montat între Transmisia principală şi transmisia la roţile motoare , care permite obţinerea de viteze unghiulare diferite la roţile punţii .
În lipsa diferenţialului , în anumite condiţii de deplasare , apare între roţile punţii aşa – numita putere parazită .
Diferenţialul utilizat la automobilele cu motorul dispus longitudinal este , în general , un mecanism planetar cu roţi dinţate conice .
Elementele unui astfel de mecanism sunt : Roţile planetare 2 şi 6 fixe pe arborii planetari 1 şi 7 ai transmisiei la roţile motoare , braţul (axul) portsatelitului 4 şi carcasa 3 a diferenţialului .
Elementul conducător al mecanismului este braţul portsatelit 4 , care primeşte fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3 .
Calculul de dimensionare şi verificare a angrenajelor
Numerele de dinţiSe adoptă : z1 = 9 numărul de dinţi ai sateliţilor ;
z2 = 16 numărul de dinţi ai roţilor planetare .Unghiul de angrenareαn = 20° ( conform STAS6844 – 63 ) ;Lăţimea danturiib = 15 mm ; Unghiul de înclinare al dintelui în secţiune medie a danturiiSe adoptă βm = 0° ;
Unghiul semiconului de divizare
Modulul normalSe adoptă din nomogramă mn = 3,5 mm ;Modulul frontal
mm ;
se adoptă mf = 4 mm ;Lungimea generatoarei conului de divizare
mm ;
Coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontal
Coeficientul jocului de referinţă la fund normal şi frontal
Adâncimea de lucru a dinţilormm ;
Jocul la fundmm ;
Înălţimea dinteluimm ;
Înălţimea capului
Înălţimea piciorului
Diametrele de divizare
Unghiul piciorului dintelui
Semiunghiul exterior al conului
Unghiul interior conului
Diametrele de vârf
Distanţa de la vârful conului până la dantură
Calculul de rezistenţă şi verificare a angrenajelorVerificarea danturii la încovoiere Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relaţia :
unde :
- este forţa tangenţială
- kc este un coeficient care ţine seama de concentrările de eforturi ce au loc la baza dintelui kc = 1,2 .. 1,4 pentru dantură călită ; kc = 1,2 pentru dantură cementată ; Se adoptă kc = 1,2 . - k1 este un coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui k1 = 1,1 ... 1,2 pentru pinion în consolă ; k1 = 1,0 ... 1,1 pentru pinion între reazeme ;Se adoptă k1 = 1,15 .- ks este un coeficient dimensional
- kd este un coeficient de încărcare dinamică kd = 1,25 pentru autovehicule normale- y este un coeficient de formă ; se adoptă y = 2,7 .- Pn este pasul normal - kε este un coeficient de acoperire kε = (0,8 ...0,9)ε unde : ε este gradul de acoperire
kε = 0,9ε=1,2215 .Atunci :
Verificarea danturii la presiunea de contact Presiunea de contact a roţilor conice se determină cu relaţia :
unde :
- este lungimea dintelui ;
- ρ este raza de curbură redusă
Atunci :
Verificarea danturii la oboseală
Efortul unitar siN care apare datorită solicitărilor la încovoiere repetată a danturii se determină cu relaţia :
unde :- sia este efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării repetate a
unei sarcini cu un număr de cicluri N = 6*106 sia = 2100 daN/cm2 ;- ka coeficient de anduranţă
Se adoptă ka = 1,8 ;- kt coeficient de temperatură
;- c – coeficient de siguranţă
Se adoptă c = 1,1 ; Atunci :
Pentru obţinerea anduranţei necesare va trebui ca efortul unitar la încovoiere să nu depăşească efortul unitar dat de relaţia de mai sus :
Calculul de rezistenţă pentru celelalte elemente
Schema de calcul este următoarea :
Momentul de calcul
Nm ;
unde : N = 4 este numărul de sateliţi ;Efortul unitar la forfecare (pentru axul sateliţilor)
N/mm2
Efortul admisibil este: N/mm2 .
Efortul unitar la strivire (dintre axul satelitului şi satelit)
N/mm2 ;
Efortul admisibil este: N/mm2 .
Efortul unitar la strivire (dintre axul sateliţilor şi carcasa diferenţialului)
N/mm2 ; N/mm2 .
Efortul unitar la strivire (satelit şi carcasa diferenţialului)
N/mm2
Efortul admisibil este: N/mm2 .
3.1 Transmisia la roţile motoare
Se adoptă ca soluţie de echipare a punţii spate arbori planetari total descărcaţi de momente încovoietoare .
Pentru acest caz de montare arborii planetari sunt solicitaţi în regimul tracţiunii , la răsucire , de momentul :
; unde : XR=XRs=XRd sunt reacţiunile tangenţiale ce corespund momentului maxim transmis roţilor de diferenţial .
Aceste reacţiuni se calculează cu relaţia :
.
Efortul unitar de torsiune este dat de relaţia :
de unde :
.
Efortul unitar admisibil pentru oţelurile din care sunt confecţionaţi arborii planetari este : ; se adoptă rezultând :
.
Se adoptă d=26mm . Atunci efortul unitar de torsiune este :
Calculul canelurilor de îmbinare a arborilor planetari cu roţile planetare
Din STAS – 63 se adoptă canelurile cu următoarele dimensiuni :
- d = 26 mm ; - D = 32 mm;- z = 10 (numărul de caneluri) ; - b = 4 mm ; Canelurile se verifică la strivire şi forfecare .Efortul unitar de strivire este dat de relaţia :
de unde
Cum rezultă :
Se adoptă l = 28 mm .Se fac verificările : - la strivire :
- la forfecare :
3.2 Butucul roţii
În figura următoare este reprezentată soluţia constructivă de butuc al roţii utilizată la arborii planetari total descărcaţi .
Butucul roţii 3 se solidarizează la rotaţie cu flanşa 1 a arborelui planetar prin şuruburile 2 . Solidaritatea cu roata motoare 6 şi cu tamburul 7 al frânei se face prin prezonul 4 prevăzut cu piuliţa 5 . Prin rulmenţii conici 9 şi 10 , butucul este rezemat pe trompa 8 a punţii . Reglarea jocului rulmenţilor se face cu ajutorul piuliţei şi contrapiuliţei 11. Prin montarea rulmenţilor în ,, O ” cu deschidere mare între ei se asigură o rigiditate sporită a construcţiei , astfel că arborii planetari sunt complet descărcaţi de momentele încovoietoare date de forţele şi momentele reactive ce acţionează asupra roţii .Carterul punţii se leagă de trompa 8 prin intermediul şuruburilor 12 .
4.1 Mecanismul de ghidare al punţii Alegerea tipului constructiv
După modul de ghidare al roţilor , punţile rigide motoare pot fi :- punţi motoare la care forţele şi momentele se transmit prin arcurile
suspensiei ; - punţi motoare la care forţele se transmit prin arcurile suspensiei , iar
momentele prin bare de reacţiune ; - punţi motoare la care forţele şi momentele se transmit prin intermediul
unei trompe cardanice .Pentru autovehiculul proiectat am ales ca soluţie o punte la care forţele şi
momentele se transmit prin intermediul arcurilor suspensiei , soluţie prezentată în figura următoare :
Pentru a transmite forţele XR sau XF de la carterul 1 la cadrul sau caroseria 6 arcul 3 este montat fix în direcţie longitudinală prin articulaţia 2 . Pentru a se asigura deformarea longitudinală a arcului sub acţiunea forţei verticale ZR , celălalt capăt al arcului se fixează de cadru sau caroserie printr-o articulaţie dublă cu cercel 4 . Pentru a momentele reactive sau arcul este fixat rigid de carterul 1 al punţii prin bridele 5 .
Calculul carterului punţii spate
Regimul tracţiunii maxime
Reacţiunea normală Zs este dată de relaţia :
[N]
unde :
- este coeficientul de încărcare dinamică
a punţii la demarare în care : - L este ampatamentul autovehiculului ;
- α este unghiul de înclinare longitudinală a drumului ; - ϕ este coeficientul de aderenţă ; - hg este înălţimea centrului de greutate al autovehiculului ; - G2 este greutatea repartizată pe puntea spate . Atunci :
N .
Momentul încovoietor în plan vertical este dat de relaţia :
Nmm , unde mm ; Forţa tangenţială Frs se calculează după formula :
N . Momentul încovoietor în plan orizontal este dat de relaţia :
Nmm . Momentul încovoietor rezultant este :
Nmm . Momentul de torsiune este :
Nmm .Momentul încovoietor echivalent este dat de relaţia :
Nmm . Efortul unitar la încovoiere este :
[N/mm2] ;
în care :
este modulul de rezistenţă
la încovoiere ( pentru o secţiune tubulară ) ;Deci efortul unitar la încovoiere este :
[N/mm2] .
Regimul frânării
Reacţiunea normală Zfs este dată de relaţia :
[N]
unde :
- este coeficientul de încărcare
dinamică a punţii la frânareîn care : - L este ampatamentul autovehiculului ;
- α este unghiul de înclinare longitudinală a drumului ; - ϕ este coeficientul de aderenţă ; - hg este înălţimea centrului de greutate al autovehiculului ; - G2 este greutatea repartizată pe puntea spate . Atunci :
N .
Forţa tangenţială Ffs se calculează după formula : N .
Momentul încovoietor rezultant este :
Nmm . Momentul de torsiune este :
Nmm .Momentul încovoietor echivalent este dat de relaţia :
Nmm . Efortul unitar la încovoiere este :
[N/mm2] ;
Regimul derapării
Momentul încovoietor pentru partea stângă este dat de relaţia : [Nmm] - în care reacţiunile Ys şi Zs sunt date de relaţiile :
- N ;
- N ; Nmm ;
Momentul încovoietor pentru partea dreaptă este dat de relaţia : [Nmm] ;
în care reacţiunile Yd şi Zd sunt date de relaţiile :
- N ;
- N ; Nmm ;
Efortul unitar efectiv la încovoiere este :
[N/mm2] ;
în care : Mi este cel mai mare moment încovoietor dintre Mis şi Mid
Deci N/mm2 .
Regimul trecerii peste obstacole
Momentul încovoietor în plan vertical este dat de relaţia : [Nmm]
Reacţiunea normală Zs este dată de relaţia :
[N]
în care : este un coeficient dinamic .Se adoptă .
Atunci [N]
Nmm . Efortul unitar efectiv la încovoiere este :
N/mm2 .
5.1 Calculul şi construcţia sistemului de frânare
Determinarea momentelor de frânare necesare la punţile automobilului
O metodă de determinare a momentelor de frânare este dată de condiţia ca momentul de frânare să nu depăşească valoarea admisă de aderenţă .
Reacţiunile normale Z1 şi Z2 sunt date de relaţiile :
N ;
N ;
unde : - Ga este greutatea totală a automobilului ;- a , b , hg sunt coordonatele centrului de greutate al automobilului ;- ϕ este coeficientul de aderenţă ;Momentele de frânare se calculează cu relaţiile :
Nmm ; Nmm ;
Momentele de frânare repartizate pe roţi :- pentru roţile din faţă :
Nmm ;
- pentru roţile din spate :
Nmm ;
Calculul frânei
Pentru puntea din spate se adoptă soluţia de frână cu tambur şi sabot interior.
Se adoptă : - rt = 135 mm ; - d = 100 mm ; - c = 88 mm ; - e = 135 mm ;
Forţa ce trebuie dezvoltată de cilindru este :
N .
unde : μ=0,3 este coeficientul de frecare dintre garnitura de fricţiune şi tambur ;
Cuplurile de frecare realizate de saboţi sunt :
Nmm ;
Nmm ;
Momentul total de frecare este Ş ;
Forţele normale pe saboţi sunt :
N ;
N ;
Forţele de frecare sabot tambur sunt :
Coeficientul de elasticitate este dat de relaţiile :
Presiunea specifică
mm ;
unde :- daN/cm2 ; - sunt sectoarele de cerc pe care fac contact garniturile saboţilor cu tamburul ; se adoptă şi 952
;
deci cm ;
Lucrul mecanic specific de frânare
;
unde : - m2 este masa repartizată punţii spate ; - Va este viteza automobilului ; - A este aria de frecare .
mm2 ;
Atunci : J/mm2 .
În timpul frânării energia cinetică a automobilului se transformă în căldură , care duce la încălzirea frânelor .
[°C]
unde :
- este