Mecanismul de Suspensie TRICA DANIEL [PDF]

Zitiervorschau

UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI Facultatea de Mecanică și Tehnologie

Student: TRICĂ DANIEL CONSTANTIN Sectia: AUTOVEHICULE RUTIERE Gr. :

4.2.2

Enunț : Pentru un autoturism 4X4 cu Vmax=170 km/h și capacitatea de încărcare 5 locuri. Se cer următoarele : A. Principalele cerințe impuse suspensiei B. Principalele soluții constructive: - Soluții de organizare generală ; - Variante constructive pentru tipul de autovehicolul cerut. C. Definirea principalelor elemente de calcul : - Condiții de solicitare; - Modelul de calcul pentru calculul de rezistență.

2

Universitatea din Pitești | Tema CCA

CUPRINS

A. Principalele cerințe impuse suspensiei.......................................4 B. Principalele soluții constructive.................................................6

C. Definirea principalelor elemente de calcul.................................12

3

Universitatea din Pitești | Tema CCA

A. Principalele cerințe impuse suspensiei Suspensia automobilului trebuie să îndeplinească următoarele condiţii principale caracteristică elastică, care să asigure un grad de confort satisfăcător; construcţie simplă şi rezistentă; amortizarea vibraţiilor caroseriei şi roţilor; asigurarea cinematicii corecte a mecanismului de direcţie, greutatea minimă, să transmită forţele şi momentele reactive de la roți la caroserie etc. De asemenea suspensia automobilului are rolul de a asigura confortabilitatea pasagerilor şi de a proteja încărcătura şi organele componente împotriva şocurilor, trepidaţiilor şi oscilaţiilor dăunătoare, cauzate de neregularităţile drumului. Suspensia automobilului realizează legătura elastică între cadru au caroserie şi punţi, sau direct cu roţile automobilului

Părţile componente. Suspensia unui automobil cuprinde :  elemente elastice;  dispozitive de ghidare;  amortizoare ;  stabilizatoare. Elementele elastice servesc pentru micşorarea sarcinii dinamice rezultate la trecerea roţilor pentru neregularităţile drumului. În acelaşi timp elementele elastice fac ca oscilaţiile caroseriei să fie suportabile de pasageri şi să nu dăuneze mărfurilor care se transportă. Elementele de ghidare transmit componentele longitudinale şi transversale ale forţelor de interacțiune, precum şi momentele, acestor forţe, determinând cinematica roţilor faţă de cadru sau caroserie. Elementele de amortizare împreună cu-frecarea dintre foile arcurilor amortizează oscilaţiile caroseriei şi ale roţilor. Funcţiile celor trei elemente principale ale suspensiei pot ti îndeplînite de unui şi acelaşi element sau de elemente diferite. În unele cazuri, suspensia automobilului mai conține elemente supliment tare - stabilizatoare, care au rol de a reduce înclinările laterale ale autovehiculelor în viraje. Universitatea din Pitești | Tema CCA

4

Amortizoarele pot fi folosite la ambele punți ale automobilului sau numai la puntea din față, soluția întâlnită mai ales la autocamioane. Principiul de funcționare a amortizorului hidraulic se bazează pe transformarea energiei mecanice a oscilației în energie termică. Majoritatea amortizoarelor sunt cu dublă acțiune, lucrând în ambele sensuri, și anume la apropierea roților de caroserie opun rezistență mică, la departarea roților de caroserie opun rezistență mai mare. În lucrare au fost prezentate și notiuni legate despre suspensia automobilului. Suspensia automobilului are rolul de a asigura confortabilitatea pasagerilor și a proteja încarcatura și organele componente împotriva șocurilor. De asemenea au fost prezentate tipurile de amortizoare: amortizorul telescopic bitubular, amortizorul telescopic monotubular și amortizoarele telescopice reglabile. S-au făcut referințe cu privirea la construcția și funcționarea acestor tipuri de amortizare.

5

Universitatea din Pitești | Tema CCA

B. Principalele soluții constructive Clasificarea suspensiilor automobilelor se face după tipul punţii şi după caracteristica elementelor elastice. După tipul punţii, suspensiie se clasifică:  suspensii roţi dependente  suspensii cu roţi independente. Suspensia cu roţi dependente se întâlneşte în cazul punţilor rigide (fig. 1, a) iar suspensia cu roţi independente, în cazul punţilor articulate (fig. 1, b) la care fiecare roată este suspendată direct de cadru sau caroserie. Suspensia dependentă este caracterizată printr-o legatură rigidă între roţile din dreapta şi din stânga , iar ridicarea sau coborârea unei roţi, produsă de denivelările căii , provoacă schimbarea poziţiei şi pentru cealaltă roată La suspensia independentă lipseşte legătura directă dintre roţile automobilului iar schimbarea poziţiei unei roţi nu influenţează şi cealalta roată . Suspensia independentă prezintă faţă de suspensia dependentă avantajele : îmbunătaţirea confortului prin reducerea masei nesuspendate ; ținuta de drum mai bună deoarece deplasările roţilor nu se influenţează reciproc ; micşorarea oscilaţiilor de ruliu ale caroseriei şi mărirea stabilitaţii automobilului

Fig.1. Scheme de suspensii.

În funcţie de tipul caracteristicii elastice, suspensiie se clasifică în: suspensii cu caracteristica elastică lineară şi suspensii cu caracteristica elastică nelineară. În majoritatea cazurilor, suspensia automobilelor cu puntea rigidă foloseşte arcurile în foi dispuse longitudinal, datorită construcţiei simple. 6

Universitatea din Pitești | Tema CCA

Suspensia cu arcuri în foi semieliptice dispuse longitudinal În fig.2 se reprezintă suspensia din spate a autoturismului ARO cu arcuri în foi dispuse longitudinal.Arcul în foi 6 este dispus longitudinal faţă de cadru. Partea din faţă a arcului este în legătură cu cadrul prin intermediul unui bolţ de articulaţie, iar partea din spate prin intermediul cercelului 12. Pentru limitarea cursei arcului este prevăzut tamponul de cauciuc 15. Un capăt al arcului este fixat printr-un bolţ de articulaţie (pentru a transmite forţele de tracţiune şi frânare la cadru), iar celălalt prin intermediul cercelului 12 care permite arcului să se deformeze sub acţiunea sarcinii (prin încovoierea arcului distanţa dintre centrele ochiurilor se modifică). Amortizarea oscilaţiei este asigurătă de amortizoarele hidraulice telescopice 8 cu dublu efect. Suspensia cu arcuri în foi semieliptice dispuse longitudinal cu caracteristică neliniară Suspensia cu arcuri în foi cu caracteristică nelîniară se utilizează mai ales la puntea din spate a autocamioanelor. O suspensie corespunzătoare pentru cazul când autocamionul este încărcat va fi prea rigidă pentru autocamionul gol. Pentru a realiza o suspensie care să corespundă în ambele cazuri, se foloseşte suspensia cu arc suplimentar.

Fig.2.Suspensia cu arcuri în foi semieliptice dispuse longitudinal: 1 - şaiba; 2 - piuliţă bolţ; 5 - foaie principală;4 - şuruburi de fixare distantiere (de material plastic) dintre foi; 5 şi 7 - bride;6 - arc în foi; 8 - amortizor telescopic hidraulic; 9 - chîngă limitatoare; 10 - bride de fixare; 11 bulon central; 12 - cercel; 13 - piuliţă; 14 - placă; 15 - tampon de cauciuc. În fig.3 se reprezintă suspensia din spate cu arc suplimentar utilizata la autocamioane. Ea se compune din arcul principal 3 ce lucrează la sarcini mici şi mijlocii. La sarcini mari, începe sa lucreze şi arcul secundar 2, care se sprijină pe suporturile 1 ale cadrului.

7

Universitatea din Pitești | Tema CCA

Fig.3. Suspensia din spate cu arc suplimentar. Suspensia dependentă cu arcuri elicoidale. În fig.4 se reprezintă suspensia punţii din spate a autoturismului Dacia 1310. Datorită faptului că arcurile elicoidale preiau numai sarcini verticale, puntea este prevazută cu bratele 1 și 5 pentru preluarea forțelor orizontale.

Fig.4. Suspensia din spate a autoturismului Dacia 1310: 1 – brate laterale; 2 – arcuri elicoidale; 3 – amortizoare telescopice; 4 – tampoane limitatoare din cauciuc; 5 – brat superior; 6 – puntea spate; 7 – stabilizator 8

Universitatea din Pitești | Tema CCA

Dispozitive de ghidare, destinația, construcția și principiul de funcționare. Dispozitivele de ghidare transmit componentele orizontale ale forţelor dintre roţi şi drum, şi momentele acestor forţe la caroserie ,determinând şi caracterul deplasării roţilor în raport cu caroseria automobilului şi în raport cu drumul. În figura 5.se reprezintă forţele datorită înteracţiunii dintre roţi şi drum precum şi momentele acestor forţe.

Fig 5. Forţele datorită înteracţiunii dintre roţi şi drum şi momentele acestora Forţele verticale Z şi momentele Mx se transmit la caroserie prin intermediul elementului elastic al suspensiei . Elementele de amortizare au rolul de amortiza oscilaţiile care iau naştere evitând apariţia fenomenului de rezonanţă.

9

Universitatea din Pitești | Tema CCA

Amortizoarele: Fig. 6. Construcția amortizorului.

1. Capul înferior 2. Corpul pistonului de comprimare 3. Discurile pistonului de comprimare 4. Discul superior al pistonului de comprimare 5. Arcul pistonului de comprimare 6. Semisfera pistonului de comprimare 7. Discul rigid al pistonului de comprimare 8. Piulita supapei de destindere 9. Arcul supapei de destindere 10. Pistonul amortizatorului 11. Discul de fixare a supapei de destindere 12. Discurile pistonului de destindere 13. Segmentii pistonului 14. Saiba piulitei pistonului de destindere 15. Discul superior al pistonului de destindere 16. Discul supapei de comunicare 17. Arcul supapei de comunicare 18. Discul limitator 19. Rezervor 20. Tija 21. Cilîndru 22. Tub rezervor 23. Bucsa de ghidare a tijei 24. Înel de etansare a rezervorului 25. Discul sistemului de etansare 26. Element de etansare 27. Garnitura înelului de șiguranta 28. Inel de șiguranta 29. Piulita rezervorului

30. Capul superior 31. Piulita de fixare a capului superior 32. Groiver 33. Discul pernei de fixare a amortizatorului 34. Perna (tampon) 35. Bucsa 36. Tub 37. Element de amortizare a tijei 38. Bucsa de fixare a capului înferior cu cauciuc Universitatea din Pitești | Tema CCA

10

Pentru amortizarea rapidă a oscilatiilor, în suspensia automobilelor moderne se montează amortizoare hidraulice. Amortizoarele pot fi folosite la ambele punți ale automobilului sau numai la puntea din față, solutie întâlnită mai ales la autocamioane. Principiul de funcționare a amortizorului hidraulic se bazează pe transformarea energiei mecanice a oscilației în energie termică, la trecerea fortata a unui lichid special, dintr-o camera a amortizatorului în alta, printr-un orificiu calibrat.Majoritatea amortizatoarelor sunt cu dublă acțiune, lucrînd în ambele sensuri, și anume: la apropierea roților de caroserie opun rezistență mică; la departarea roților de caroserie opun rezistență mai mare Amortizatoarele cele mai raspîndite la automobile sunt cele sub forma telescopică, clasificate în monotubulare și bitubulare, și care la rîndul lor, pot fi de mai multe tipuri. Cele mai folosite sunt amortizoarele bitubulare, care, în comparatie cu cele monotubulare, au o lungime mai redusa și o durata de funcționare mai mare. Amortizoarele bitubulare (Principiul de funcționare):

Fig. 7. Amortizorul telescopic bitubular. În figura 7. este prezentata schema de principiu a amortizorului hidraulic telescopic bitubular. Capul superior 1, de care este fixata tija 2 cu pistonul 8, este prins de partea suspendata a automobilului, iar capul înferior 13, solidar cu tubul rezervor 5, de partea nesuspendata. Tubul înterior 4 (cilîndrul de lucru) este umplut cu lichid special pentru amortizoare. În cursa de destindere, lichidul din partea superioara a pistonului 8 este comprimat și trimis prin supapa de destindere 10 în partea înferioara. Volumul generat de piston la partea înferioara este mai mare decit volumul lichidului împins în jos, cu volumul tijei care iese din tubul 4. Diferenta se completeaza cu lichidul din camera de compensare 14 (spatiul dintre tubul rezervor 5 și tubul înterior 4) care patrunde prin supapa de admisie 11 datorită depresiunii creată sub piston și a pernei de aer comprimat din partea superioara a camerei de compensare. În cursa de comprimare, lichidul de sub piston trece prin supapa de comunicare 9 în partea superioara a tubului 4. O parte din lichid (egala cu volumul tijei întrodus în tubul 4) trece

Universitatea din Pitești | Tema CCA

11

prin supapa de comprimare 12 în camera de compensare 14. Tubul 6 servește la protecția tijei pistonului, iar înelul 3 la etansarea amortizorului. Amortizoarele monotubulare (Principiul de funcționare): În comparatie cu cel bitubular are, la diametre exterioare egale, un diametru al pistonului mai mare, fiind mai usor și avînd o racire mai buna. În camera de comtensare se întroduce azot sub preșiunea de circa 2,5 N/mm2. Perna de aer este separata de lichidul de amortizare prin intermediul pistonului flotant. Compensarea volumului, datorita miscarii lui la cursa de comprimare, se obtîne prin comprimarea pernei de gaz și deplasarea pistonului flotant în sus. La cursa de destindere, deplasind pistonul flotant în jos.

C. Definirea principalelor elemente de calcul Caracteristicile geormetrice ale autoturismului Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia şi reprezintă suma dintre masa utilă (mu) şi masa proprie (m0). Reprezintă o caracteristică constructivă esenţială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilităţile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată funcţie de tipul autovehiculului, în concordanţă cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare. În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera următoarele: -

masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg; masa unui pasager: 68 kg; masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme şi autobuze urbane, 20 kg la autobuze urbane, 25 kg la autobuze turistice. Pe baza acestor recomandări, masa utilă se determină pentru faza de proiectare funcţie de capacitatea de încărcare şi normele STAS, cu următoarele relaţii: -pentru autoturisme: mu  (68  7)  N  mbs [kg],

unde:

N – numărul de locuri din autoturism;

mbs – masa bagajului suplimentar (dacă nu se precizează prin temă, se adoptă în limitele 50-200 kg); Numarul de pasageri n = 5 –impus prin tema de proiect. Masa bagajului suplimentar mb = 50  200 kg se adopta mb =100 kg Universitatea din Pitești | Tema CCA

12

mu  (68  7)  N  mbs [kg]=> mu  (68  7)  5  100 =475 kg

 Masa utila mu =475 kg

Masa proprie Este o mărime ce caracterizează construcţia autovehiculului şi este determinată de suma maselor tuturor sistemelor şi subsistemelor componente, când autovehiculul se află în stare de utilizare. m0 = 2214kg ma = m0 + mpas + mb =2214 + 5*75 + 100 = 2689 kg Faţă de masele determinate mai sus, se determină greutatea automobilului (Ga), greutatea utilă (Gu) şi greutatea proprie (G0) cu relaţiile:

G0  10  m0 [N]. Gu  10  mu [N]; Ga  10  ma [N]; G0=10•2214=22140 [N] Gu=10•475=4750[N] Ga=10•2689=26890 [N] Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg (STAS 6926/2-78). -

alegerea parametrului

a = 0,45=>a=0,45·2855=1285 mm L a+b=L b=2855-1285=1570 mm b=1570 mm

-

alegerea parametrului

hg L

= 0,25=>hg=0,25·2855=714 mm

G2 = Ga

a = 2637,9· 0,45 =1187,05da N L Universitatea din Pitești | Tema CCA

13

G1 =

Ga  b 2637,9 1570 [daN]; G1= =1450,9daN L 2855

Verificare Ga = G1 + G2 = 1187,05+1450,9=2637,9daN Determinarea caracteristicii elastice a suspensiei Caracteristica elastică a suspensiei reprezintă dependenţa dintre forţa verticală care acţionează asupra roţii şi deformaţia elementului elastic al suspensiei . Datorită frecărilor din elementul elastic curbele de comprimare şi de destindere nu coîncid . Aria cuprinsă între cele două curbe reprezintă la scară , lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet de întindere-comprimare , transformat prin frecare internă în căldură ce se transmite mediului ambiant În mod convenţional se conșideră drept caracteristică a suspensiei , curba medie reprezentată cu linie întreruptă .Parametri curbii caracteristice a suspensiei sunt : Săgeata statică „f” este produsă de sarcina statică GS , care este un parametru esenţial de defînire a elementului elastic , deoarece determină mărimea frecvenţei oscilaţiilor proprii al suspensiei , conform relaţiei :

 

1

g 31.5  [ Hz] unde  10  fst fst 3

„g” este acceleraţia gravitaţională „fst „este săgeata statică exprimată în [mm] fst = 225 mm Săgeţile dinamice fd1 şi fd2 sunt stabilite în funcţie de tipul autovehiculului Săgeţile dinamice sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale suspensiei . La săgeţile egale cu f1 şi f2 , mecanismul de ghidare a punţii vîne în contrast ,în planul de oscilaţie , cu limitatoarele elastice ale suspensiei . În întervalul f1 - f2 , caracteristica suspensiei este dată numai de proprietăţile elementului elastic al suspensiei . Întrarea în funcţiune a tampoanelor , modifică curba caracteristică a suspensiei : Fd1,2 = 0,5 * fst = 0,5*180 = 90 mm Coeficientul dinamic Kd , definit de raportul dintre forţa maximă transmisă prin suspensie , pănă la deformarea maximă a limitatoarelor şi sarcina statică . Kd =

Fm ax  1.7.... 1.8 Gs

Se adoptă Kd = 1,75 ; La valori mici ale coeficientului dinamic , se observă , în cazul deplasării automobilului pe drumuri cu neregularităţi , lovituri frecvente în tampoanele limitatoare . La valori mari ale Universitatea din Pitești | Tema CCA

14

coeficientului Kd , în cazul vibraţiilor cu amplitudini mari , şi la valori mici ale săgeţii dinamice suspensia va fi foarte rigidă . Pericolul lovirii în tampoane şi mărimea Kd sunt dependente de mărime săgeţii dinamice . Cu cât este mai mare săgeata dinamică cu atât este mai uşor de obţînut confortabilitatea .necesară cu un coeficient dinamic mare şi uşor de asigurăt un contact permanent al roţilor cu calea . Cu cât viteza automobilului şi neregularităţile căii sunt mai mari cu atât trebuie să fie mai mare şi săgeata dinamică . Constanta elastică (K) a suspensiei este definită ca fiind tangenta trigonometrică a unghiului format de tangenta geometrică la curba convenţională şi axa absciselor . Mărimea constantei se mai numeşte şi rigiditatea suspensiei şi este dată de relaţia : F K= f st Caracteristica elastică optimă nu se poate obține folosînd un element static cu caracteristica lîniară .Este necesară cunoaşterea caracteristici arcului metalic prin întroducerea unui element elastic suplimentar . Fmaxf = Kd * Z1 = 1,75 * 1139,9 = 1994,8 daN G 1450 Zf = 1 = = 725 daN 2 2 Unde:  b hg  714   Z1  Ga        cos  26890 0,22   0,85 0,98  11399,2 N 2855   L L  G1=1450,9daN Zf este sarcina pe o roată faţă  Calculul elementelor elastice ale suspensiei Ca elemente elastice metalice ale suspensiei adopt arcuri metalice elicoidale cu pas şi diametru constant şi diametru spirei constant . a) Determinarea forţelor care acţionează asupra elementelor elastice Forţa activă (F) ce acţionează asupra arcului elicoidal al suspensiei se determină cu relaţia următoare : F Fa = cos  Unde F = Z-gR = 725-725 * 0.1 =652,5 daN Unde Z- este reacţiunea normală faţă gR este greutatea roţii şi a mecanismului de ghidare a roţii montat sub arc gR = 0,1 * Z ; adopt  = 100 652,5 652,5 Fa = = 662,5 daN  cos10 0.98

Universitatea din Pitești | Tema CCA

15



Calculul de dimensionare al arcurilor suspensiei

Arcurile faţă vor fi construite din bare din oţel de arc ; ARC  20 mm ; Adopt indicele arcului ; Dm i= 9 ; d unde d = 16 mm , diametrul spirei , rezultă : Dm = i * d = 136 mm ; Adopt Dm = 135 mm , diametrul arcului , n = 9 , numărul spirelor active . Săgeata arcului se calculează cu relaţia : f = 8n F 

D 3m ; G d4

unde Faf = 3325 N; Fas = 2833 N ; G = 8 * 104 - modulul de elasticitate transversal . Rezultă săgeata arcului : Ft = 154 , 1 mm; Efortul unitar de răsucire este ;

 t  8  F  Dm  K  unde  at = ( 700 - 900 ) MPa ; K = 1,2 –coeficient de corecţie Rezultă  1t = 372,08 MPa ;

1   at ;   d3

 1t = 367 ,07 MPa ; Forţa maximă ce poate fi prelucrată de arc ; 1  6755 N 8  Dm  k Calculul la oboseală al arcului în foi se face în scopul determinării timpului de funcţionare a arcului până la apariţia primelor semne de oboseală a materialului . Metoda de calcul constă în determinarea lucrului mecanic specific de deformaţie al foilor de arc . Acesta se defîneşte ca fiind raportul dintre lucrul mecanic consumat pentru deformarea arcului şi aria secţiunii transversale a pacherului de foi . Pentru oţelul de arc aliat cu Mn şi Și, lucrul mecanic specific se calculează cu relaţia : LSP = 1,2*106  e [Nm/cm2 ] Lsp = 1.2*106*5.872 = 7046400 [Nm/cm2]= 7.0464*106 [Nm/cm2]

Fmax =    at  d 3

Universitatea din Pitești | Tema CCA

16

În care  e este coeficientul de revenire a cărui mărime este funcţie de timpul de repaus al arcului . Pentru un parcurs anual de 22500 km/an ,  e = 5,872 Calculul lucrului mecanic efectiv se face în tei stări specifice de încărcarea arcului şi anume : încărcat (1/1) , semiâncărcat (1/2) , gol (0) .Procentul din parcursul total al automobilului ce revîne frecării din cele trei stări , se conșideră a fi 60 % încărcat şi 20 % semiîncărcat şi respectiv gol. Şocurile ce apar în exploatare se grupează în trei categorii : puternic . mediu şi uşor. Dacă se notează cu  frecvenţa proprie de oscilaţie a arcului ,în oscilaţii pe mînut şi cu  timpul de oscilaţii cu frecvenţa proprie , atunci .într-un mînut , arcul va efectua   oscilaţii complete .Lucrul mecanic efectuat într-o oră va fi : 60 L = 2  h  F       Nm / h 100 Unde h este amplitudinea în [cm]; F- forţa pe arc în [N] ;  frecvenţa proprie în oscilaţii pe mînut ;  -randamentul arcului . Amplitudinea reală „h ” se calculează cu ajutorul coeficientului dinamic Kd şi al amplitudinii etalon F 1/1 ; h = f 1/1*Kd Calculul lucrului mecanic se face în cele trei stări de încărcare ale automobilului la cele trei tipuri de şoc . L0 = (L0) u + (L0) m + (L0) p = 60 hu  u  hn  n  hp  p Nm / h = 2  h  F     100 11925 60 0.25  0.5  0.5  0.8  1.3  0.008  622910[ Nm / h] L0 = 2   0.97  142.69  2 100 1 g 31.5 31.5     2.34Hz  142.69osc / min 3  10  fst fst 180 L1/2 = (L1/2) u + (L1/2) m + (L1/2) p = 2  h  F     

60 hu  u  hn  n  hp  p Nm / h 100

11925 60 0.175  0.575  0.45  0.12  1.1  0.12  283850[ Nm / h]  0.97  142.69  2 100 L1/1 = (L1/1) u + (L1/1) m + (L1/1) p = 60 hu  u  hn  n  hp  p Nm / h 2  h  F     100 L0 =2 11925 60 0.1  0.650  0.40  0.16  0.9  0.16  270350[ Nm / h]   0.97  142.69  2 100

L0 = 2 

Lucrul mecanic total efectuat de arc într-o ora raportat la secţiunea arcului A , reprezintă lucrul mecanic specific pe oră şi are expreșia : Universitatea din Pitești | Tema CCA

17

0.2( L0 ) 0.2( L1 / 2 ) 0.6( L1 / 1 ) + + [Nm/cm2h] A A A 0.2  622910 0.2  283850 0.6  270356.96 Lsh = = 6135.11 [Nm/cm2h]   56 56 56

Lsh =

A = n*b*h 10*70*8 =5600mm2 =56cm2

Timpul efectiv de lucru al arcului se calculează cu raportul : Lsp 1.2  10 6   tef =   t n [ h] Lsh Lsh 7.0460  10 6 tef =  1148 .53[h] 6135 .11 unde tn este timpul normal de funcţionare al automobilului S 60000 tn =   1000ore Vm 60 unde S este spaţiul efectiv parcurs de automobil pâna la prima reparaţia capitală ; Relaţia arată că pirn calculul de durabilitate de detremînă timpul de funcţionare al arcului în foi , care trebuie să fie cel puţîn egal cu timpul teoretic de funcţionare al automobilului . În cazul în care condiţia impusă de relaţia (26) nu este respectată ; se impune refacerea calculelor prin redimensionarea foilor de arc deoarece rigiditatea arcului este prea mică . Săgeata reală a arcului în foi se calculează cu relaţia : F=

F l2  h Ka  EI

Amortizoarele suspensiei Rolul şi caracteristicile amortizoarelor Amortizoarele folosite în suspensia de automobile au rolul de a dișipa rapid energia oscilaţilor verticale a l caroseriei şi ale roţilor automobilului prin transformarea ei în energie calorică cedaţi mediului ambiant. Pentru autoturismul de proiectat adopt un amortizor hidraulic bitubular , cu caracteristica de amortizare progreșiv pătratică ,așimetrică . Amortizoarele sunt montate paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei şi reprezintă un element de bază în asigurărea confortului şi șiguranţei circulaţiei . La automobilele moderne cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele a hidraulice .Principiul de lucru al acestor amortizoare constă din următoarele : la deplasarea relativă a masei suspendate faţă de masa nesuspendată , lichidul vâscos din corpul amortizorului este obligat să treacă prin orificii de secţiune mică . Universitatea din Pitești | Tema CCA

18

Datorită frecării lichide care apare la trecerea acestuia prin orificiile calibrate , energia oscilantă se transformă în energie calorică . Dependenţa dintre forţa de rezistenţă a amortizorului F şi viteza relativă dintre masa suspendată şi nesuspendată defîneşte caracteristica de amortizare .Forţa de rezistenţă a amortizorului telescopic este dată de relaţia F=c*vi În care c este coeficientul de rezistenţă al amortizorului ; iar i –exponentul vitezei î În funcţie de exponentul vitezei „i” caracteristica d amortizare poate fi ; lîniară (i =1) , regreșivă ( i < 1 ) , ;i progreșiv( i > 1 ) În funcţie de raportul dintre coeficienţii de rezistenţă ai amortizorului la cursa de comprimare Cc şi scursa de destindere Cd amortizoarele telescopice pot fi : -cu dublu efect şi caracteristică șimetrică Cc = Cd; -cu dublu efect şi caracteristică așimetrică Cc  Cd; cu simpu efect Cc = 0 , Cd  0 . Majoritatea amortizoarelor actuale sunt cu dublu efect şi caracteristica de amortizare așimetrică Cd = (2-5 ) Cc . Folosirea unei astfel de caracteristici este motivată prin tendinţa de a micşora efectul şocurilor la trecerea roţilor peste denivelări preomînente , printr-oamortizare mai mică la cursa de comprimare . Dacă Cc este prea mare . la trecerea roţii peste ridicăturile căii viteza masei nesuspendate creşte şi prin amortizor se va transmite o forţă mai mare , ia rla trecerea roţii peste denivelări sub forma de adâncitură forţele transmise sunt mai mici . La deplasarea pe căi de rulare cu suprafeţe neregulate , se recomandă diferenţe mari între coeficienţi Cc şi Cd . în cazul circulaţiei pe drumuri cu neregularităţi lungi ,dat lîne , este recomandată o diferenţă mică între cei doi coeficienţi. Coeficientul de rezistenţă al amortizorului C este definit de relaţia : C  Cd C= c = 2505 2 Adopt , conform tabelului 9.9 (C.C.A.-Untaru M., P.569 ) ; Cu supape închise

Cu supape deschise

2455

970

Următoarele valori ale coeficienţilor re rezistenţă : Cf = 2455 Cs = 2500 Ţinând cont de mărimile adoptate pentru C şi de relaţia dintre Cc şi Cd se obține -pentru suspensia faţă Ccf = 1030 , Cdf = 3880; când vitezele relative dintre două mase atîng o valoare numită viteză critică , supapele de descărcare se deschid şi secţiunile de trecere pentru lichid se măresc .În acest fel forţa de amortizare va creşte mai lent : vcr = hr *  0 = ( 0,2 - 0,4 ) m/s Universitatea din Pitești | Tema CCA

19

unde hr - cursa roţii până la cuplarea limitatoarelor , determînată din caracteristica elastică a suspensiei ;  0 - pulsaţia proprie a suspensiei . Adopt : vcr = 0,3 m/s La viteze pistonului mai mari decât viteza critică , forţele de rezistenţă ale amortizoarelor nu vor mai creşte . Forţele critice de amortizare sunt cuprinse în limitele : - pentru cursa de destindere Fcrd = (2000-3000) N ; - pentru cursa de comprimare Fcrc = (400 - 700) N ; Între cele două forţe există relaţia : Fcrc = ( 0,25 –0,33 ) * Fcrd Adopt Fcrd = 2300 N Şi rezultă Fcrc = ( 1/1,34) *Fcrd = 676,5 N Dimensionarea şi verificare dimensionării amortizoarelor telescopice Calculul de dimensionare şi verificare dimensionării amortizoarelor telescopice cuprinde : determinarea caracteristicii de amortizare la roată ; determinarea caracteristicii de amortizare efectivă a amortizorului ; dimensionare a pistonului şi a orificiilor de lucru ; verificare dimensionării termice a amortizorului . Diametrul pistonului amortizorului trebuie sp fie ales astfel încât preșiunea maximă a lichidului şi temperatura sa de încălzire să nu depăşească valori care să schimbă caracteristica de amortizare sau să afecteze negativ fiabilitatea amortizorului . se adoptă diametrul pistonului dp = 44 mm ; diametrul tijei 41 mm ; diametrul exterior al tubului rezervor 48 mm ; lungimea ghidajului 200 mm; lungimea pistonului 300 mm ; Valorile dde mai sus reprezintă raportul mediu dintre principale dimenșiuni constructive ale amortizorului şi diametrul pistonului Dimensionarea orificiilor calibrate din piston se face pornind de la neceșitatea de a se obține coeficientul efectiv de rezistenţă al amortizorului . Caracteristica d amortizare efectivă a amortizorului se determină pornind de la caracteristica de amortizare la roată şi de montajul amortizor –punte . Forţa efectivă de amortizare este dată de relaţia : F Fa = N; cos  Soluţia de montarea amortizorului la suspensia independentă este redată în figura următoare : Unde  - unghiul de înclînare al amortizorului faţă de verticală . Forţa efectivă de amortizare va fi : Universitatea din Pitești | Tema CCA

20

-pentru comprimare : Fac = 2335,5 N , adopt Fac = 2336 N; -pentru destindere : Fad = 686,9 N , adopt Fad = 687 N; Viteza efectivă a pistonului amortizorului ; Vap = v p  cos   0.295 m / s Unde vp = v cr = 0,3 m/s Coeficientul efectiv de rezistenţă al amortizorului este : Cf -pentru faţă : Caf = = 2531,32 cos2  Pentru comprimare de obține : - pentru faţă : C caf = 989,84 Pentu destindere de obține : - pentru faţă : C cdf = 2474,61 Debitul din orificiile de trecere (Q) de secţiune A pentru comprimare , respectiv destindere cu un coeficient de debit (  = 0,6 - 0,75 ) ,, dat de relaţia : Qc =  * Ac * v [mmc/s] Qd =  * Ad * v [mmc/s] Dacă se ține seama că aria efectivă a pistonului (Aef ) este egală cu aria cilîndrului de lucru al amortizorului pentru cursa de comprimare şi anume : dt Aef = Acil =   dp  d  1017.87 [mm2] 4 Aria efectivă de destindere este : Aefd = Acil – At = 637,73 [mm2] dt Unde At = p* dp *  1017.87 [mm2]; 4 dt = 22 mm, fiind diametrul tijei pistonului . dacă se ține seama că debitul prin orificiul de trecere este creat prin mişcarea pistonului , se poate scrie : Qc = Aefe * Vap = 305340 [ mmc/s] Qd = Aede * Vap = 305340 [ mmc/s] Secţiunea necesară orificiilor de trecere a lichidului se calculează cu ajutorul formulei ; A=

A3ef 2   2  Ca

[mm]

Se obține pentru amortizorul faţă : -pentru comprimare : Ac= 32,67 mm2; -pentru destindere : Ad= 7,71 mm2;

21

Universitatea din Pitești | Tema CCA

Verificare dimensionării termice a amortizorului se face cu ajutorul bilanţului dintre lucrul mecanic transformat în căldură de amortizor în unitate de tipm şi cantitatea de căldură transmisă mediului : L    Ar Tmax  Te  427 unde : F  Fad   Vm  t  1632420 Nm; L = ac 2 Iar: L- lucrul mecanic transformat în căldură în timpul t = 3600 s; vm - 0,3 m/s –viteza critică ; Af = 75287,7 mm2 –suprafaţa efectivă de răcirea amortizorului , dată de relaţia : A =   D  0.5  D  1 Unde D= 56 mm –diametrul exterior al amortizorului ; l = lungimea amortizorului ,  = ( 500-700 ) [N/ cm2 h0 C ]–coeficient de schimb de căldură ,pentru care adopt valoarea :  = 600 [N/ cm2 h0 C ] Tmax – temperatura maximă a suprafeţei amortizorului ; Te –temperatura mediului ambiant ; Tmax -Te = 35,530 C  150 0 C.

22

Universitatea din Pitești | Tema CCA

BIBLIOGRAFIE

1.

Gh. Frațilă și altii, «Automobile.Cunoastere, întretinere și exploatare.» Editura didactica și pedagogică, Bucuresti 2001, pag.455.

2.

Bibliografie electronica : www.wikipedia.org

23

Universitatea din Pitești | Tema CCA