24

1.Generalitati:

Roţile automobilului, în funcţie de natura şi de mărimea forţelor şi momentelor care acţionează asupra lor, pot fi:

-roţi motoare (antrenate): sunt roţile care rulează sub acţiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;

-roţi libere (conduse): sunt roţile care rulează sub acţiunea unei forţe de împingere sau tragere, de acelaşi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;

-roţi frânate: sunt roţile care rulează sub acţiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roţilor (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).

Pentru autoturisme, prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după soluţiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicând numărul roţilor, iar cea de-a doua, pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punţi sunt cu roţi motoare.

Punţile motoare, faţă de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcţie de modul de organizare a tracţiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roţile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări şi anume:

-adaptare geometrică determinată de poziţia relativă dintre planul în care se roteşte arborele cotit al motorului şi planul în care se rotesc roţile motoare;

-adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roţile motoare ale punţii.

Pentru a-şi îndeplinii funcţiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferenţialul şi transmisiile la roţile motoare.

24

În procesul autopropulsării, din interacţiunea roţilor motoare cu calea, iau naştere forţe şi momente de reacţiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forţe şi momente şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forţelor şi a momentelor, precum şi transmiterea lor după direcţii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punţii, numit mecanismul de ghidare al roţilor. Mecanismul de ghidare defineşte, în ansamblul punţii, cinematica roţii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punţi rigide şi punţi articulate.

1.1 . Studiul solutilor adoptate:

Puntea din spate motoare are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia longitudinala si fortele verticale de la caroseria autovehiculului, larotile motoare. Puntea din spate trebuie sa transmita caroseriei fortele de tractiune si fortele de frinare, precum si momentul reactiv si momentul de frinare, care apare in momentul deplasari.

Puntea din spate trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditi:

-sa asigure o functionare normala a tuturor organelor montare in carterul puntii;

-sa permita un raport de transmitere optim intre economicitate si dinamica autovehiculului;

-sa aiba un gabarit cit mai redus;

-sa asigute o capacitate de trecere mare;

-sa aiba un cost cit mai redus;

3

24

1.2. Soluti similare a puntii motoare:

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

Fig. 1 Punte motoare rigida.

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

24

Fig.2 a) Diferential autoblocant cu patinare limitata.

Fig. 2 b) Ansamblu punte motoare.

24

1.3. Solutii similare pentru transmisia principal si diferential:

Transmisia principala are rolul de a multiplica momentul motor primit de la transmisia longitudinala si de al trimite cu ajutorul diferentialului la arbori planetari in majoritatea cazurilor sub un unghi de 90 grd. Fata de axa pinionului transmisiei principale.

Trebuie sa asigure o calitate dinamica, economicitate, functionare silentioasa , gabarit cit mai redus, functionare fara zgomot, sa permita reglare, sa sa demonteze usor, sa fie rezistent, sa aiba un randament ridicat.

Transmisia principala se face de obice printrun angrenaj conico-cilindric la care difera dantura prin care se face angrenarea:

-dinti dreplti nu pre sunt utilizati pentru ca au un randament scazut si au un nivel de zgomot ridicat

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

24

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

-melc roata melcata se utilizeaza la camioane si autovehicole ce necesita rapoarte mari de transmitere pentru un gabarit cit mai redus;

-diferential autoblocan cu viscocuplaj pentru mai bune performante ale autovehiculelor Fig. 4;

24

Fig. 4 Diferential autoblocabil cu viscocuplaj.

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

2. Solutia adoptata pentru punte motoare:

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

Fig. 5 Punte motoare rigida.

2.1. Solutia adoptata pentru diferential si scema de organizare:

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

24

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

2.2. Solutia adoptata arborelui planetar si schema de organizare:

Arborele planetar Fig. 7, rigid pentru ca este punte rigida si nu necesita arbori articulatii;

Fig. 7 Arbore planetar articulate la ambele capete si schema de organizare.

1-capatul arbotelui montat in diferential; 2-capatul arborelui montat in butucul rotii motoare;

24

2.3. Solutia adoptata butucului rotii motoare si schema de organizare:

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

Fig.11 Butucul rotii si schema de organizare.

24

3. Determinarea momentului motor de calcul:

3.1. Calculul rotilor dintate conice:

MM 385.33 103 (Nmm) Pentru calcule se adoptã:

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

icv1 7.374

cv 0.94

c 0.99

0 0.92

cv c 0 0.856

Mc MM icv1 Mc 2.433 106 (Nm)

Raportul de transmitere din angrenajul conic i0 4.476

Numãrul de dinti z1 9

z2 z1 i0 z2 40.284

se adopta z2 40

Unghiul de angrenare in sectiunea normalã =20 (grade)

n 20

180 n 0.349

Lãtimea danturii mf 5 b 9 mf b 45Unghiul de inclinare al danturii in sectiunea medie

m=35...40 (grade) pentru danturã curbã

m 40

180 m 0.698

24

Coeficientul inãltimii capului de referintã normal si frontal

f0n 1

f0f f0n cos m f0f 0.766

Coeficientul jocului de referinta la fund, normal si frontal

w0n 0.2

w0f w0n cos m w0f 0.153

Unghiul conului de divizare

1 atanz1

z2

1 0.221

2 90

180 1 2 1.349

11 1180

11 12.68 (grade)

22 2180

22 77.32 ( grade)

24

11 1180

11 12.68 (grade)

22 2180

22 77.32 ( grade)

Numarul de dinti ai rotii echivalente

z1ech

z1

cos 1 cos m 3 z1ech 20.521

z2ech

z2

cos 2 cos m 3 z2ech 405.359

24

Lungimea generatoarei conului de divizare

mf3

cos m b sin 1

z1

mf 5.014

L 0.5 mf z1 i02

1 L 103.477 (mm)

Adâncimea de lucru a dintilor

he 2 f0f mf he 7.682

Jocul de fund c w0f mf c 0.768

Înãltimea dintelui

h he c h 8.45 (mm)

Deplasarea specificã în sectiunea frontalã

f 0.03

Înãltimea capului

a1 mf f0f f a1 3.991 (mm)

a2 he a1 a2 3.69 (mm)

Inaltimea piciorului

b1 h a1 b1 4.459 (mm)

b2 h a2 b2 4.759 (mm)

Diametrul de divizare

Dd1 z1 mf Dd1 45.124 (mm)

Dd2 z2 mf Dd2 200.551 (mm)

24

Unghiul piciorului dintelui

1 atanb1

L

1 0.043

2 atanb2

L

2 0.046

Unghiul conului exterior

e1 1 2 e1 0.267

e2 2 1 e2 1.393

e11 e1180

e11 15.314

e12 e2180

e12 79.787

24

Unghiul conului interior

i1 1 1 i1 0.178

i2 2 2 i2 1.304

i11 i1180

i11 10.213

i12 i2180

i12 74.686

Diametrul de virf

De1 Dd1 2 a1 cos 1 De1 52.912

De2 Dd2 2 a2 cos 2 De2 202.171

24

Distanta de la virful conului pina la dantura

H1

Dd1

2 tan 1 a1 sin 1 H1 99.4 (mm)

H2

Dd2

2 tan 2 a2 sin 2 H2 18.962 (mm)

Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

S1 mf

22 f

tan n f0f cos m

0

S1 8.062 (mm)

S2 mf S1 S2 7.689 (mm)

24

Verificarea angrenajului reductorului central

Calculul de rezistentã la încovoiere

Kd 0.22 mk 10 y1 0.12 y2 0.05

ef1

0.48 Mc Kd i0

Dd1 b mk y1 (MPa)

ef1 471.888

ef2

0.48 Mc Kd i0

Dd2 b mk y2 ef2 254.82 (MPa)

ai=800 MPa

Calculul de rezistentã la contact

1

De1 sin n

2 cos m 2

1 15.419 (mm)

2

De2 sin n

2 cos n 2 2 39.153 (mm)

24

3.2. Calculul rulmentilor:

E 2.1 105

c1 0.316Mc E

b De1 cos n

1

1

1

2

c1 1435.606 (MPa)

c2 0.3162 Mc E

b De2 cos n

1

1

1

2

c2 1038.643 (MPa)

a=1600 MPa

Calculul fortelor din angrenajele concurente cu dantura înclinatã

Pinion

Ft1 2Mc

Dd1

Ft1 1.078 105 (N)

Fa1

Ft1

cos m tan n sin 1 sin m cos 1

Fa1 9.951 104 (N)

Fr1

Ft1

cos m tan n cos 1 sin m sin 1

Fr1 6.984 104 (N)

24

Coroanã

Ft2 2Mc

Dd2

Ft2 2.426 104 (N)

Fa2

Ft2

cos m tan n sin 2 sin m cos 2

Fa2 1.571 104 (N)

Fr2

Ft2

cos m tan n cos 2 sin m sin 2

Fr2 2.239 104 (N)

Verificarea rulmentilor din arborele pinionului

l1 109 (mm) l2 55 (mm)

Reactiunile în punctul BYB Ft1

l1

l2

YB 2.137 105 (kN)

ZB

Fr1 l1 Fa1

Dd1

2

l2

ZB 9.759 104 (kN)RB YB

2ZB

2 RB 2.349 105 (kN)

24

Reactiunile în punctul A

YA

Ft1 l1 l2

l2 YA 3.215 10

5 (kN)

ZA

Fr1 l1 l2 Fa1

Dd1

2

l2 ZA 1.674 10

5 (kN)

RA YA2

ZA2 RA 3.625 10

5 (kN)

RA

1.72.132 10

5

XA 0.5RA

YA

XA 0.564 RB

1.71.382 10

5

Fa1 9.951 104

0.5 124.113 44.432( ) 39.84

Pentru rulmentul din lagãrul A avem urmãtoarele caracteristici:

Cr 216kNe 0.35YA 1.7

XA 0.5RA

YA

XA 1.066 105

XB XA Fa1XB 2.061 105

Q RAQ 3.625 105 (kN)

24

nM 1800

nnM

icv1

n 244.101 Dh 3000

D60 n Dh

106

D 43.938

C Q3

D C 1.279 106 trebuie sã fie< Cr

Rulmentul in lagarul B

XB 25Cr 120 (kN) Y 1.7

Qech 0.4 RB Y XB Qech 9.401 104

C Qech3

D C 3.317 105 trebuie sa fie< Cr

24

3.3. Calculul diferentialului:

Stabilirea momentelor de clacul pe baza fluxului de putere

Momentul de calcul pentru rotile dintate (MC)

Numãrul satelitlor N 2

MC

MM icv1 i0

N MC 6.359 10

6 (Nm)

Momentul de calcul pentru imbinarea rotilor planetare cu arborii planetari

1.20

MC1 MM icv1 i0

1 MC 6.359 10

6 (Nm)

Calculul axului satelitilor

Raza medie a pinionului planetar Rm 62 (mm) d 40 (mm)

Efortul unitar de forfecare

f

4 MM icv1 i0

N Rm d2

f 81.62 a=50...100(N/mm2)

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si carcasa satelitului

R1 94 (mm) h2 25 (mm)

24

3.4. Calculul arborelui planetar:

S2

MM icv1 i0

N R1 d h2 S2 67.65 (N/mm2)

as2=80(N/mm2)

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si satelit

h1 45 (mm)

S1

MM icv1 i0

N Rm d h1 S1 56.981

as1=40...60(N/mm2)

Calculul la strivire din angrenarea satelitului cu rotile planetare

d1 50 (mm) d 40 (mm)

s3

4 MM icv1 i0 10

N Rm d12

d2

tan n sin 1 s3 115.93 (N/mm2)

as3=100...120(N/mm2)

Arborii planetari sunt solicitati la torsiune si incovoiere, functie de modul de montare al butucului.

Calculul arborilor planetari

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

24

Regimul tractiunii

Greutatea autovehiculului Ga 11075 9.81 Ga 108645.75 (N)

Lungimea autovehiculului L 7000 (mm)

Înãltimea centrului de greutate hg 1093 (mm)

Ecartamentul autoehiculului B 1700 (mm)

Raza de rotii rd850

2 rd 425 (mm)

Unghiul de înclinare al drumului =17(grade) 17

180 0.297

Coordonatele centrului de greutate a 4200 (mm)

b 2800 (mm)

Coeficientul de aderentã 0.75

Coeficientul de încãrcare dinamicã a puntii motoare la demaraj

m2L cos ( )

L hg m2 1.083

Greutatea puntii fatã G1 3322.5 9.81 G1 3.259 104 (N)

Greutatea puntii spate G2 5537.5 9.81 G2 5.432 104 (N)

24

Reactiunea normalã dinaimicã ZRs=ZRd

ZRs m2

G2

2 ZRs 2.942 10

4 (N)

Reactiunea tangentialã dinamicã XRs=XRd

Coeficientul de blocare al diferentialului 1.2

XRs

MM icv1 i0

rd

1

XRs 1.632 104 (N)

3.1.2. Regimul frânãrii

Reactiunile normale la frânare ZFs=ZFd

Coeficientul de încãrcare dinamicã al puntii spate

m2f

cos ( ) a hg

a m2f 0.77

ZFs m2f

G2

2 ZFs 2.09 10

4 (N)

Reactiunile tangentiale la frânare XFs=XFd

XFs ZFs XFs 1.568 10

4 (N)

Regimul derapãrii

YRs

G2

21 2

hg

B

YRs 4.002 104 (N)

YRd

G2

21

2 hg

B

YRd 724.971 (N)

(N)ZRs

G2

21

2 hg

B

ZRs 5.336 104

ZRd

G2

21

2 hg

B

ZRd 966.628 (N)

24

Regimul trecerii peste obstacole

ZR

G2

2 ZR 2.716 10

4 (N)

ZR

G2

0.5

Calculul arborilor planetari total descãrcati de momente de încovoiere

Diametrul arborelui panetar: d 90 (mm)

MR XRs rd MR 6.937 106 (Nmm)

Wt 0.2 d3 Wt 1.458 10

5 (mm3)

t

MR

Wt

t 47.58 (N/mm2)

at=500 (N/mm2)

24

Bibliografie:

1. Gheorghe Frăţilă ş.a.: Calculul şi construcţia autovehiculelor, EDP Bucuresti,1987

2. Untaru ş.a. : Calculul şi construcţia autovehiculelor, EDP Bucuresti, 1982

3. Nicolae Tecuşa ş.a.: Tractoare şi Automobile, EDP Buc. 19824. Frâncu Tanase ş.a.: Tehnologia reparării automobilului, EDP

Buc.19835. Loredana. Groza ş.a.: Metode şi lucrări practice pentru repararea

automobilului ET, 1985 6. Gheorghe Poţincu ş.a.: Automobile, EDP Bucuresti, 19807. Gh. Frăţilă şi E. Draghici ş.a.: Maşini şi utilaje, construcţii de

autovehicule, EDP Buc.19808. M. Untaru, Gh. Frăţilă, I. Tabacu ş.a. : C.C.A. EDP Buc-19829. Corneliu Mondiru : Automobile Dacia. Dignosticare-Întretinere-

Reparare, ET, Bucuresti, 200310. Dudiţă Florin: Transmisii cardanice, ET Buc.196611. D.Marincaş şi D.Abăitancei: Fabricarea şi repararea

autovehiculelor rutiere 12. Curs: Calculul şi Construcţia Autovehiculelor, Prof. Varga Bogdan

Site-uri:

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

24

www.dennysdriveshaft.com