PUNTEA SPATE - rol, calcul, schema

PUNTEA SPATE

1. Rolul puntii motoare

Puntea din spate are rolul de a prelua toate fortele si momentele ce apar in centrul rotilor din spate ale automobilului si de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei si cadrului sau caroseriei automobilului. Din interactiune rotilor cu calea de rulare in procesul autopropulsarii automobilului, asupra rotilor actioneaza, functie de regimul de deplasare al automobilului, reactiunea normala Z_R (Z_F) (figura 1.1.) si fortele de aderenta: X_R, in regimul tractiunii, X_F, in regimul franarii si Y_R, in regimul deraparii.

Fata de centrul rotii, aceste forte se reduc la cate o rezultanta si un moment numit reactiv: .

Puntea din spate trebuie sa satisfaca o serie de cerinte:

sa asigure preluarea integrala a fortelor si momentelor reactive ce apar in centrele rotilor ei si sa le transmita elementelor de legatura;

sa aiba dimensiuni de gabarit cat mai mici in special pe verticala pentru a se obtine marirea gardei la sol;

sa fie usoara, contribuind in acest fel la micsorarea maselor nesuspendate ale automobilului ti la imbunatatirea confortabilitatii;

sa asigure o durata mare de functionare, intretinere usoara, siguranta in functionare.

2. Alegerea schemei de organizare a puntii motoare in functie de raportul de transmitere al reductorului central

Avand un raport de transmitere i₀ = 4,625 in reductorul central, pentru autoturismul de teren proiectat se alege o punte simpla cu o singura treapta (treapta conica). In figura 2.1. este prezentata constructia unei astfel de transmisii.

Aceasta constructie (corespunzatoare autoturismelor ARO), are pinionul de atac 1 montat in consola prin rulmentii 2 direct in carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului si pozitionarea axiala fata de coroana 16 se realizeaza prin saibele 8, piesele fiind stranse de piulita 5 prin flansa 6. Prin flansa 6, transmisia principala primeste fluxul de putere al motorului de la transmisia longitudinala. Etansarea lagarului este asigurata de deflectoarele 7 si 9 si inelul 4. Coroana dintata 16 se fixeaza prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferentialului. Ansamblul de rulmenti 11 este fixat de carter prin intermediul semilagarelor 13. Reglarea coroanei se face cu ajutorul piulitelor 10, asigurate in pozitia reglata de sigurantele basculante 12.

3. Calculul puntii spate - motoare

3.1. Determinarea numarului de dinti ai transmisiei principale

In cadrul calculului dinamic s-a determinat acest raport ca fiind i₀ = 4,625. Pentru realizarea acestui raport se vor alege urmatoarele numere de dinti:

z₁ = 8 dinti - numarul de dinti ai pinionului;

z₂ = 37 dinti - numarul de dinti ai coroanei.

Calculand raportul de transmitere: i_{0 real} = = i₀, ceea ce inseamna ca, coeficientii normali ai deplasarilor radiale de profil x_{c1, c2} = 0.

3.2. Calculul rotilor dintate ale  transmisiei principale

numerele de dinti ale rotilor: z₁ = 8 (pinion);

z₂ = 37 (coroana dintata);

raportul de angrenare: u = ;

modulul normal median: m_nm = 4,75 [mm];

modul frontal median: m_tm = 5,62 [mm];

Profilul cremalierei de referinta (STAS 6844 - 80)

unghiul de presiune normal de divizare: a = 20^o;

coeficientul capului de referinta: ;

coeficientul jocului de referinta la picior: = 0,3;

latime danturii: b = 30,3 [mm];

coeficientul de latime median:

coeficientul de latime al danturii: ;

modul frontal (exterior): m_te = [mm];

unghiul dintre axe: S = 90^o.

Elemente geometrice ale rotilor:

unghiul conurilor de divizare (rostogolire):

diametrul cercurilor de divizare (la exterior):

d_e1 = m_te z₁ = 6,47 8 = 51,78 [mm];

d_e2 = m_te z₂ = 6,47 37 = 239,43 [mm];

lungimea exterioara, mediana si interioara a generatoarei conului de divizare:

inaltimea capului, respectiv piciorului de divizare al dintelui:

inaltimea dintelui la exterior:

h_1,2 = 8,75 [mm];

diametrele cercurilor de cap la exterior:

d_ae1 = d_e1 + 2 h_a1 cos(d₁) = 51,78 + 2 5,7 cos(12,22) = 62,91 [mm];

d_ae2 = d_e2 + 2 h_a2 cos(d₂) = 239,43 + 2 2,62 cos(77,78) = 240,54 [mm];

diametrele cercurilor de picior la exterior:

d_fe1 = d_e1 - 2 h_f1 cos(d₁) = 51,78 - 2 3,05 cos(12,22) = 45,8 [mm];

d_fe2 = d_e2 - 2 h_f2 cos(d₂) = 239,43 - 2 6,13 cos(77,78) = 236,84 [mm];

diametrul cercului de divizare interior al pinionului:

d_i1 = m_tm z₁ (1 - 0,5 Y_Rm) = 5,62 8 (1 - 0,5 0,263) = 38,147 [mm];

unghiul capului dintelui:

q_a1 q_a2 = 0^o;

unghiul piciorului dintelui:

q_f1 q_f2 = 0^o;

unghiul conurilor de cap, respectiv de picior:

d_a1 d₁ = 12,22^o;

d_a2 d₂ = 77,78^o;

d_f1 d₁ = 12,22^o;

d_f2 d₂ = 77,78^o;

lungimea exterioara ale generatoarelor fictive de cap:

inaltimile exterioare ale conurilor fictive de cap:

[mm]

distanta de cap: - adoptata constructiv:

L_ae1 = 5,63 [mm];

L_ae2 = 29 [mm];

distanta de asezare (montaj):

L₁ = L_ae1 += 5,63 + 118,51 = 124,14 [mm];

L₂ = L_ae2 + = 29 + 23,32 = 52,32 [mm];

diametrele cercurilor de divizare mediane ale rotilor:

d_m1 = m_tm z₁ = 5,62 8 = 44,96 [mm];

d_m2 = m_tm z₂ = 5,62 37 = 207,94 [mm].

3.3. Determinarea fortelor din angrenaj pentru fiecare treapta din cutia de viteze

Pentru determinare fortelor este necesar sa se determine mai intai momentul de calcul dat de relatia: M_c = M_M i_CV h [N m]

unde: M_M = 240 [N m] - momentul motor maxim;

i_CV - raportul de transmitere din cutia de viteze;

- raportul de transmitere pana la angrenajul calculat (= 1 in cazul treptei conice).

Relatiile de calcul ale fortelor din angrenaj sunt:

unde: D_dm1 - diametrul de divizare median [mm];

b_m = 35^o - unghiul de inclinare de divizare median;

d₁ = 12,2^o - unghiul conului de divizare.

Fortele de la roata condusa (coroana) au valori egale, dar de sens contrar, adica F_t1 = - F_t2, F_a1 = - F_a2, F_r1 = - F_r2, F_n1 = - F_n2. Sensul de inclinare al danturii se alege astfel incat forta axiala la pinionul conic sa fie indreptata spre lagar. Tinand cont de acest lucru rezulta pentru pinion - dantura stanga, iar pentru coroana - dantura dreapta.

3.4. Calculul reactiunilor din lagarele arborelui pinionului de atac

Calculul se efectueaza pe baza schemei de incarcare din figura 3.2.

Reactiunile din lagare se calculeaza astfel:

in plan orizontal:

R_HA = 7396,66 [N]

= 4303,866 [N]

in plan orizontal:

= 53580,08 [N]

= 12713,92 [N]

Momentele incovoietoare au urmatoarele relatii:

M_iH1 = F_a = 31806 = 714,9 [N m]

M_iHA = R_HB l₂ = 4303,866 0,09 = 387,348 [N m]

M_iHB = 0 [N m]

M_iV1 = M_iVB = 0 [N m]

M_iVA = F_t l₁ = 40866 0,028 = 1144,253 [N m]; M_t = M_c = 918,63 [N m]

Cu ajutorul acestor valori se traseaza diagramele de moment din figura 3.3.

3.5. Calculul de rezistenta al arborelui pinionului de atac

Analizand diagramele de mai sus se observa ca cea mai solicitata este sectiunea A, unde momentul incovoietor este:

M_iA =

Efortul unitar echivalent (redus):

s_ech =

s_ech = 61,125 [N mm²] < s_{ai III} = 110 [N mm²]

considerand ca efortul la incovoiere variaza dupa un ciclul alternant simetric, iar efortul de torsiune dupa un ciclu pulsator, atunci: a = .

Pentru buna functionare a angrenajului conic se recomanda ca deformatia maxima a arborelui in sectiunea medie a danturii pinionului sa nu depaseasca 0,075 [mm].

Pe baza schemelor din figura 3.4. se determina sagetile in plan vertical si orizontal.

sageata in plan vertical:

= 0,029 [mm];

sageata in plan orizontal:

f_H = - 0,0084 [mm]

unde: E = 2,15 10⁵ [N mm²] - modulul de elasticitate al materialului arborelui;

I = 10⁵ [mm⁴] - momentul de inertie axial.

Sageata totala:

f = = 0,030 [mm] < f_adm =0,075 [mm]

3.6. Calculul canelurilor de montare a flansei

Diametrul interior al canelurii d este:

[mm]

Se adopta: d = 23 [mm].

Cu ajutorul acestei valori se alege din STAS un arbore canelat de tipul:

10x23x29 STAS 1770 - 68 SERIA GREA.

Efortul unitar de strivire pe flancurile canelurii:

s_s =

s_s = 75,884 [N/mm²]  < s_{s adm} = 100 [N/mm²]

unde: z = 10 - numarul de caneluri;

d = 23 [mm] - diametrul interior;

c = 0,3 [mm] - lungimea tesiturii;

D = 29 [mm] - diametrul exterior;

l = 40 [mm] - lungimea canelurii.

3.7. Calculul diferentialului

3.7.1. Constructia diferentialului

Diferentialul adoptat este un diferential simplu, simetric. Constructia si schema cinematica ale diferentialului simplu, simetric, cu roti dintate conice este prezentat in figura 3.5.

Carcasa 7 a diferentialului, solidara prin suruburile 11 de coroana dintata 4 a transmisiei principale, se roteste datorita miscarii primite de la transmisia principala.

In carcasa sunt disputi satelitii 6 si 10 care angreneaza in permanenta cu rotile planetare 9 si 12 montate pe canelurile arborilor planetari 1 si 8. Fixarea satelitilor in carcasa se face prin boltul 5. Pentru a asigura o contrare buna si o angrenare corecta a satelitilor cu rotile planetare, la unele constructii suprafata frontala a satelitilor este sferica. Pentru a micsora uzura prin frecare intre suprafetele de contact ale satelitilor si rotilor planetare cu carcasa diferentialului, se introduc saibele 2 si 3 din otel moale sau bronz. Constructiv functie de tipul si destinatia automobilului, satelitii sunt in numar de 2, 3 sau 4, montati echidistant pe cercul de rostogolire al pinioanelor planetare. Prin acest montaj se asigura anularea sarcinilor radiale in pinioane si se reduc dimensiunile rotilor dintate prin marirea numarului de dinti aflati simultan in angrenare. In cazul de fata datorita solicitarilor nu foarte mari s-a ales solutia cu 2 sateliti.

3.7.2. Calculul elementelor geometrice

numerele de dinti ale rotilor: z₁ = 12 (satelit);

z₂ = 18 (roata planetara);

raportul de angrenare: u = ;

modulul exterior: m_e = 4,5 [mm];

Profilul cremalierei de referinta (STAS 6844 - 80)

unghiul de presiune normal de divizare: a = 20^o;

coeficientul capului de referinta: ;

coeficientul jocului de referinta la picior: = 0,25;

coeficientii deplasarilor radiale de profil: x₁ = - x₂ = 0,2 [mm];

x_t1 = - x_t2 = 0,03 [mm];

latime danturii: b = 20 [mm];

coeficientul de latime al danturii: ;

unghiul dintre axe: S = 90^o.

Elemente geometrice ale rotilor:

unghiul conurilor de divizare (rostogolire):

diametrul cercurilor de divizare (la exterior):

d_e1 = m_e z₁ = 4,5 12 = 54 [mm];

d_e2 = m_e z₂ = 4,5 18 = 81 [mm];

lungimea exterioara, mediana si interioara a generatoarei conului de divizare:

inaltimea capului, respectiv piciorului de divizare al dintelui:

inaltimea dintelui la exterior:

h_e = 8,925 [mm];

diametrele cercurilor de cap la exterior:

d_ae1 = d_e1 + 2 h_ae1 cos(d₁) = 54 + 2 4,2 cos(33,69) = 60,989 [mm];

d_ae2 = d_e2 + 2 h_ae2 cos(d₂) = 81 + 2 2,5 cos(56,31) = 83,774 [mm];

diametrele cercurilor de picior la exterior:

d_fe1 = d_e1 - 2 h_fe1 cos(d₁) = 54 - 2 4,725 cos(33,69) = 46,137 [mm];

d_fe2 = d_e2 - 2 h_fe2 cos(d₂) = 81 - 2 6,525 cos(56,31) = 73,761 [mm];

unghiul capului dintelui:

unghiul piciorului dintelui:

unghiul conurilor de cap, respectiv de picior:

d_a1 d₁ q_a1 = 33,69^o + 4,93^o = 38,62^o;

d_a2 d₂ q_a2 = 56,31^o + 2,94^o = 59,25^o;

d_f1 d₁ q_f1 = 33,69^o - 5,544^o = 28,145^o;

d_f2 d₂ q_f2 = 56,31^o - 7,63^o = 48,68^o;

lungimea exterioara ale generatoarelor conurilor de cap:

lungimea exterioara ale generatoarelor conurilor de picior:

inaltimile exterioare ale conurilor de cap:

H_ae1 = R_ae1 cosd_a1 = 48,856 cos(38,62) = 38,17 [mm];

H_ae2 = R_ae2 cosd_a2 = 48,74 cos(59,25) = 24,92 [mm];

distanta de cap: - adoptata constructiv:

L_ae1 = 11 [mm];

L_ae2 = 26 [mm];

distanta de asezare (montaj):

L₁ = L_ae1 + H_ae1 = 11 + 38,17 = 49,17 [mm];

L₂ = L_ae2 + H_ae2 = 26 + 24,92 = 50,92 [mm].

3.7.3. Calculul de rezistenta al angrenajului

Calculul danturii la solicitarea de incovoiere

Efortul unitar efectiv de incovoiere este dat de relatia:

[N/mm²] in care:

F_t = [N] - forta tangentiala;

p = p m_n = p 3,57 = 14,137 - pasul danturii in sectiunea medie;

m_n = m_e (1 - 0,5 Y_R) = 4,5 (1 - 0,5 0,4108) = 3,5 - modulul normal al danturii;

= 1,5 - raportul de angrenare al diferentialului;

y - coeficient de forma al dintelui:

y = pentru a = 20^o;

k_d = 0,97 [1] - coeficient ce tine seama de caracterul dinamic al solicitarii;

k_c = unde:

d_b - grosimea dintelui la baza [mm];

r_b = (0,2.0,4) m_n = 0,4 3,5 = 1,4 [mm] - raza de rotunjire a dintelui la baza;

k_e - coeficient care tine seama de numarul de dinti aflati simultan in angrenare:

k_e = (0,8.0,9) e = 0,9 1,432 = 1,289 ;

e = 1,874 - 3,18 = 1,874 - 3,18

z₁ - numarul de dinti ai rotii conducatoare a angrenajului;

z₂ - numarul de dinti ai rotii conduse;

n_s = 2 - numarul de sateliti;

l = 1,18 - coeficientul de blocare al diferentialului.

Inlocuind cu valorile calculate anterior efortul unitar efectiv de incovoiere este:

[N/mm²] < s _adm = 650 [N/mm²].

Calculul danturii la presiunea de contact

Durata de functionare a rotilor dintate este in mod direct influentata de valorile presiunii efective de contact. In cazul in care presiunea de contact atinge valori prea mari, se produce deteriorarea suprafetelor de lucru ale dintilor, de aceea, presiunea efectiva de contact se limiteaza la o valoare admisibila, care depinde de tratamentul termochimic aplicat rotilor dintate.

Determinarea presiunii de contact, se face cu relatia:

p_c =

p_c = 1197,7 [N/mm²]

in care: F_t - forta tangentiala;

E = 2,15 10⁵ [N/mm²] - modulul de elasticitate;

b - latimea rotilor dintate;

a - unghiul de angrenare;

r - raza de curbura a rotii.

p_c < p_{c adm} = 1400 [N/mm²]. 

3.7.4. Calculul axului satelitilor

Axul satelitilor este solicitat la forfecare si strivire de forta F (figura 3.6.)

Relatia de calcul a fortei F este:

F = [N]

unde: R_m = 31,618 [mm] - raza medie de divizare a pinionului planetar;

n_s = 2 - numarul de sateliti.

Efortul unitar de forfecare:

t_f = [N/mm²]

t_f < t_af = 50.100 [N/mm²].

unde: d = 20 [mm] - diametrul axului satelitilor;

R₁ = 59 [mm] - raza la care are loc forfecarea axului.

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitului si satelit:

s_s1 = [N/mm²] < s_as1 = 40.60 [N/mm²]

unde: h₁ = 26 [mm] - lungimea suprafetei de contact.

Efortul unitar de strivire dintre axul satelitilor si carcasa diferentialului:

s_s2 = [N/mm²] [1] < s_as2 = 80.100 [N/mm²]

unde: h₂ = 15 [mm] - lungimea de contact dintre axul satelitilor si carcasa.

Sub actiunea fortelor axiale din angrenarea satelitului cu rotile planetare suprafata de contact dintre satelit si carcasa diferentialului este solicitata la strivire. Efortul unitar de strivire ce apare pe aceasta suprafata este:

s_s3 = = 5,33 [N/mm²]

s_s3 < s_as3 = 100.120 [N/mm²]

unde: d₁ = 45 [mm] - lungimea de contact dintre sateliti si carcasa.

3.8. Calculul arborilor planetari

Arborii planetari sunt total descarcati de momentul incovoietor (figura 3.7.). Deoarece fortele care actioneaza asupra rotilor motoare sunt dependenti de regimul de deplasare al autoturismului, calculul arborilor planetari se face pentru patru regimuri caracteristice de miscare: regimul tractiunii, regimul franarii, regimul deraparii si regimul trecerii peste obstacole. Schema fortelor si momentelor care actioneaza asupra puntii motoare din spate pentru cele patru regimuri este reprezentata in figura 3.8.

Pentru acest caz de montare, arborii planetari sunt solicitati in regimul tractiunii, la rasucire de momentul: M_R = X_R r_r

Regimul tractiunii este caracterizat de actiunea fortei m₂ G₂ din partea caroseriei si a fortelor Z_Rs, Z_Rd si X_Rs, X_Rd din partea caii de rulare.

Reactiunile normale Z_Rs si Z_Rd in acest regim sunt egale si se determina cu relatia:

Z_Rs = Z_Rd = m₂ [N] in care:

G₂ - sarcina statica pe cale orizontala la puntea spate;

m₂ - coeficientul de incarcare dinamica a puntii motoare la demaraj.

Pentru regimul 4x2, cu puntea motoare spate avem:

G₂ = [kg]

m₂ = [m]

unde:  G_a = 2510 [kg] - greutatea automobilului;

a = 1,446 [m] - coordonata centrului de greutate fata de puntea fata;

L = 2,42 [m] - ampatamentul automobilului;

h_g = 0,8 [m] - inaltimea centrului de greutate al automobilului;

j = 0,8 - coeficientul de aderenta;

a = 22^o - unghiul de inclinare al drumului;

Inlocuind cu valori relatia de mai sus devine:

Z_Rs = Z_Rd = 1,2605 = 9274,521 [N]

Reactiunile tangentiale X_Rs si X_Rd sunt egale si corespund momentului maxim transmis de rotile motoare de diferential:

X_Rs = X_Rd = = 2124,108 [N]

unde: M_M = 240 [N m] - momentul motor maxim;

i_CV1 = 3,946 - raportul de transmitere din treapta I a cutiei de viteze;

= 1,5 - raportul diferentialului;

l = 1,18 - coeficientul de blocare al diferentialului;

r_r = 0,362 [m] - raza de rulare.

Momentul de rasucire va fi:

M_R = 2124,108 0,362 = 768,927 [N m]

Efortul unitar de torsiune este dat de relatia:

t_t = < t_{t adm}

Diametrul arborelui planetar se determina cu relatia:

d = = 29,48 [mm]

unde: t_{t adm} = 150 [N/mm²]

Se adopta: d = 30 [mm]

Conform STAS 6858 - 63 se alege un arbore canelat tip: CEF 30x2 avand urmatoarele dimensiuni constructive:

diametrul exterior: d_e = D - 0,2 m = 30 - 0,2 2 = 29,6 [mm];

modulul: m = 2;

diametrul interior: d_i = D - 2,4 m = 30 - 2,4 2 = 25,2 [mm];

numarul de caneluri: z = 14 caneluri;

inaltimea dintelui: h = = 2,2 [mm]

diametrul nominal: D = 30 [mm];

diametrul de divizare: D_d = m z = 2 14 = 28 [mm].

Momentul de calcul la care se calculeaza asamblarea canelata este:

M_c = M_M i_CV1 =240 3,946 1,5 = 768,927 [N m]

Lungimea necesara a canelurii:

L_nec = = 33,96 [mm]

Se adopta: L = 54 [mm]

Efortul unitar de strivire:

= 44 [N/mm²] < s_as = 70 [N/mm²]

Momentul de torsiune capabil:

M_{t cap} = 0,375 D_d h L z s_as = 0,375 28 2,2 54 14 70 = 1222,45 [N m]

M_{t cap} > M_c = 768,927 [N m]

3.9. Calculul rulmentilor puntii

Schemele de calcul ale reactiunilor din lagarele transmisiei principale sunt date in figura 3.9.

Y_B = F_t1; Y_A = F_t1 + Y_B;

Z_A = Z_B = F_r1 + Z_A;

R_A = ; R_B = ;

Y_C = ; Y_D = Y_C ;

Z_C = Z_D = F_r2 + Z_C;

R_C = ; R_D = .

3.9.1. Calculul rulmentilor pinionului de atac

Rulmentii pinionului de atac sunt montati in "O" asa cum se arata si in schema din figura 3.10.

Sub actiunea fortei radiale din rulment, ia nastere o forta axiala:

Daca F_a1 + > atunci in arbore ia nastere forta:

F_as = F_a1 +-, iar fortele axiale din rulmenti:

T A_A = +F_as = + F_a1 +-= F_a1 +, A_B =.

Daca F_a1 + < atunci in arbore ia nastere forta:

F_as = - F_a1 -, iar fortele axiale din rulmenti:

T A_A = ; A_B = +- F_a1 -=- F_a1.

Sarcina echivalenta pentru un rulment se calculeaza astfel:

Daca e, Q = R;

Daca > e, Q = 0,4 R + y A.

3.9.2. Calculul rulmentilor diferentialului

Rulmentii pe care este montata carcasa diferentialului sunt montati in "X" (figura 3.11.).

Calculul acestor rulmenti se face analog cu cei pe care se sprijina pinionul de atac.

Cunoscand:

si alegand urmatoarele tipuri de rulmenti din catalog:

Lagarul A: rulment radial-axial tip 32307 cu C = 8800 [daN];

Lagarul A: rulment radial-axial tip 32306 cu C = 7200 [daN];

Lagarul C si D: rulment radial-axial tip 30210 cu C = 6500 [daN], cu :

X = 1; Y = 0 pentru < e.      

Capacitatea de incarcare dinamica se determina pentru fiecare rulment in parte, cu ajutorul relatiei:

C = Q_em [daN] [1] in care:

C - capacitatea de incarcare dinamica [daN];

D - durata de functionare [milioane rotatii];

Q_em - sarcina echivalenta medie [daN];

p - exponent ce depinde de tipul rulmentului (p = 3,33 pentru rulmenti cu role).

Durabilitatea se poate exprima cu relatia: D = D_h [mil. rotatii] [1] unde:

D_h - durata de functionare a rulmentului [ore];

- turatia echivalenta a rulmentului [rot/min].

Valoarea sarcinii echivalente medii este data de relatia:

Q_em = unde:

a_i - raportul dintre timpul de functionare a rulmentului in treapta de ordinul i si timpul total de functionare [%];

b_i - raportul dintre turatia n, corespunzatoare unui anumit regim si turatia echivalenta a rulmentului;

Q_i - sarcina echivalenta, corespunzatoare unei anumite trepte a cutiei de viteze.

Pentru cutia de viteze adoptata s-au adoptat conform tabelului 3.21. urmatoarele valori pentru a

Turatia echivalenta, a motorului, se determina cu relatia:

[rot/min] unde:

v_med = 60 [km/h] - viteza medie de deplasare a automobilului;

i_{cv med} - raportul de transmitere al cutiei de viteze:

r_r - raza de rulare a rotii motoare [m];

i_cv1.i_cv5 - rapoartele de transmitere ale treptelor de viteza, determinate la calculul dinamic;

i₀ - raportul de transmitere al transmisiei principale

Durabilitatea rulmentilor:

D_A = D_B = D_h = 3000 = 389,76 [mil. rotatii];

D_C = D_D = D_h = 3000 = 65,85 [mil. rotatii].

Capacitatea de incarcare a rulmentilor:

C_A = Q_emA = 1414,55 = 8484,76 [daN] < C = 8800 [daN];

C_C = Q_emB = 481,99 = 2891,8 [daN] < C = 7200 [daN];

C_C = Q_emC =1624,56 = 5721,82 [daN] < C = 6500 [daN];

C_D = Q_emD =1893,6 = 6658 [daN] > C = 6500 [daN].

Se observa ca rulmentul de langa coroana este mai solicitat.

3.10. Calculul carterului puntii motoare

Calculul carterului puntii din spate se face la incovoiere si torsiune sub actiunea fortelor si momentelor transmise de butucul rotii. Momentul incovoietor in plan vertical are valoarea maxima in sectiunea a-a (corespunzatoare planului de montare a arcurilor suspensiei), iar in plan orizontal are valoarea maxima tot in sectiunea a-a.

Calculul se efectueaza pentru toate cele patru regimuri caracteristice de deplasare, pe baza schemei din figura 3.8.

Regimul tractiunii

Reactiunile normale Z_Rs si Z_Rd in acest regim sunt egale si se determina cu relatia:

Z_Rs = Z_Rd = m₂ [N] [1] in care:

G₂ - sarcina statica pe cale orizontala la puntea spate;

m₂ - coeficientul de incarcare dinamica a puntii motoare la demaraj.

Pentru regimul 4x2, cu puntea motoare spate avem:

G₂ = [kg]

m₂ = [m]

unde:  G_a = 2510 [kg] - greutatea automobilului;

a = 1,446 [m] - coordonata centrului de greutate fata de puntea fata;

L = 2,42 [m] - ampatamentul automobilului;

h_g = 0,8 [m] - inaltimea centrului de greutate al automobilului;

j = 0,8 - coeficientul de aderenta;

a = 22^o - unghiul de inclinare al drumului.

Inlocuind cu valori relatia de mai sus devine:

Z_Rs = Z_Rd = 1,2605 = 9274,521 [N]

Reactiunile tangentiale X_Rs si X_Rd sunt egale si corespund momentului maxim transmis de rotile motoare de diferential:

X_Rs = X_Rd = = 2124,108 [N]

unde: M_M = 240 [N m] - momentul motor maxim;

i_CV1 = 3,946 - raportul de transmitere din treapta I a cutiei de viteze;

= 1,5 - raportul diferentialului;

l = 1,18 - coeficientul de blocare al diferentialului;

r_r = 0,362 [m] - raza de rulare.

Momentele au valorile:

in plan vertical: M_V = 0 [N m];

in plan orizontal: M_H = 0 [N m];

de torsiune: M_t = X_R r_r = 2124,108 0,362 = 768,927 [N m]

Efortul unitar rezultant de torsiune si incovoiere se calculeaza dupa teoria a III-a de rezistenta:

s_ech = [N/mm²] [1]

unde:  M_i - momentul de incovoiere;

M_t - momentul de torsiune;

W_i - modulul de rezistenta.

Pentru sectiunea a-a:

= 65,093 [N/mm²]

unde: W_{i a-a} = W_{i placa} + W_{i inel} = = 26948,71 [mm³]

x = 170 [mm];

s_{ech a-a} < s _{ech adm} = 70.80 [N/mm²] - pentru carter din tevi sudate.

Regimul franarii

Reactiunile normale Z_Fs si Z_Fd in acest regim sunt egale si se determina cu relatia:

Z_Fs = Z_Fd = m_2F [N] in care:

G₂ - sarcina statica pe cale orizontala la puntea spate;

m_2F - coeficientul de incarcare dinamica a puntii motoare la franare.

Pentru regimul 4x2, cu puntea motoare spate avem:

G₂ = [kg]

m_2F = [m]

unde:  G_a = 2510 [kg] - greutatea automobilului;

a = 1,446 [m] - coordonata centrului de greutate fata de puntea fata;

L = 2,42 [m] - ampatamentul;

h_g = 0,8 [m] - inaltimea centrului de greutate al automobilului;

j = 0,8 - coeficientul de aderenta;

a = 22^o - unghiul de inclinare al drumului.

Inlocuind cu valori relatia de mai sus devine:

Z_Fs = Z_Fd = 0,517 = 3802,894 [N]

Reactiunile tangentiale X_Fs si X_Fd sunt egale si corespund momentului maxim transmis de rotile motoare de diferential:

X_Fs = X_Fd = Z_Fs j = 3802,894 0,8 = 3042,315 [N]

Efortul unitar rezultant de torsiune si incovoiere se calculeaza dupa teoria a III-a de rezistenta:

Pentru sectiunea a-a:

= 37,278 [N/mm²]

unde: W_{i a-a} = W_{i placa} + W_{i inel} = = 26948,71 [mm³]

x = 170 [mm];

s_{ech a-a} < s _{ech adm} = 70.80 [N/mm²] - pentru carter din tevi sudate.

de torsiune: M_t = 0 [N m]

Efortul unitar rezultant de torsiune si incovoiere se calculeaza dupa teoria a III-a de rezistenta:

Pentru sectiunea a-a:

= 92,826 [N/mm²]

unde: W_{i a-a} = W_{i placa} + W_{i inel} = = 26948,71 [mm³]

x = 170 [mm];

s _{ech adm} = 70.80 [N/mm²] - pentru carter din tevi sudate.