SFDS MateescuV. Note Curs 2015 Capitolul5
-
Upload
catalina-vasile -
Category
Documents
-
view
93 -
download
12
description
Transcript of SFDS MateescuV. Note Curs 2015 Capitolul5
1
CAPITOLUL 5
CINEMATICA MECANISMELOR PUNTILOR
5.1.Notiuni introductive privind cinematica puntilor
Mecanismele de montare si de ghidare ale puntilor sau ale rotilor
automobilelor sunt mecanisme cu bare plane sau mai rar spatiale (cazul
puntilor multibrat). Stabilirea schemelor cinematice ale acestor mecanisme
se face in functie de:
- solutia constructiva adoptata pentru punte si pentru suspensie;
- organizarea generala amanuntita a automobilului;
- organizarea automobilului in zona puntii care se proiecteaza;
- solutia constructiva adoptata pentru structura portanta si pentru
caroseria automobilului;
- solutia constructiva adoptata pentru sistemul de directie;
- organizarea postului de conducere.
Prin stabilirea schemei cinematice se definesc pozitiile articulatiilor si ale
barelor, precum si lungimile barelor pentru automobilul neancarcat. Studiul
schemei cinematice urmareste determinarea si compararea traectoriilor
pentru punctele esentiale ale mecanismului, variatia ampatamentului si a
ecartamentului, variatia unghiurilor de asezare ale rotilor si ale pivotilor.
Datorita fortelor care actioneaza asupra rotilor, articulatiile elastice
(cele mai folosite la autoturisme) se deformeaza si produc deplasari
importante ale componentelor puntii, asa cum se vede din figura 5.1 pentru
deplasarea in directie longitudinala a axului rotii produsa de forta motoare Ft
sau de forta de franare Ff.
2
Fig.5.1.Deplasarea rotii din fata la VW-Pasat datorita fortei de
tractiune cu 14 mm, respectiv a fortei de franare cu 12 mm.
Studiul cinematicii mecanismelor puntilor cu luarea in considerare a
deformatiilor elastice ale articulatiilor este foarte complex si este inclus de
unii autori in elastocinematica puntilor. In timpul deplasarii automobilului,
puntile influenteaza marimea celor doi parametri importanti ai
caracteristicilor dimensionale ale automobilelor, ampatamentul si
ecartamentul.
Ampatamentul notat uzual cu L influenteaza tinuta de drum a
automobilului. Un ampatament lung inseamna spatiu mai mare pentru
pasageri, reducerea influentei variatiei sarcinii utile asupra incarcarii
puntilor, micsorarea tangajului, console mai scurte. Un ampatament scurt
inseamna raze de virare mai reduse in cazul deplasarii cu viteza mica. La
viteze mari marirea ampatamentului favorizeaza deplasarea in viraj a
automobilului. Pentru a realiza aceste cerinte contradictorii se foloseste
directia integrala (pe ambele punti): la viteza mica rotile din spate bracheaza
invers fata de cele din fata, realizandu-se astfel diametrele de virare reduse
necesare parcarii; la viteze mari rotile din spate bracheaza cu unghiuri mult
Ft
Ff
3
mai mici, dar in acelasi sens cu rotile din fata, asigurand o buna
maniabilitate eutomobilului. Se constata tendinta de crestere a
ampatamentului. Ampatamentul se raporteaza la lungimea automobilului si
este caracterizat de coeficientul:
lungime
ampatament
L
Lk
a
L (5.1)
care are valoarea cuprinsa in intervalul 0,56 – 0,67 (limita inferioara pentru
limuzine, limita superioara pentru autoturisme din clasa compacta). Pentru
autoturismele uzuale ampatamentul are valori cuprinse intre 2160 mm si
3040 mm. Variatia ampatamentului este putin influentata de cinematica
mecanismelor puntilor.
Ecartamentul notat uzual cu E1,2 este caracterizat, prin raportarea sa la
latimea automobilului, de coeficientul:
latime
ecartament
l
Ek
a
E (5.2)
care are valoarea cuprinsa in intervalul 0,84 – 0,87.
Pentru autoturismele uzuale ecartamentul are valori cuprinse intre 1210 mm
si 1602 mm. Ecartamntul puntii din fata este influentat de amplasarea
motorului: o dispunere transversala a motorului cu schimbatorul de viteze in
prelungire implica utilizarea unui mecanism de ghidare tip McPherson, care
realizeaza, pentru un autoturism de clasa medie un ecartament de 1430 ...
1520 mm. Ecartamentul puntii din spate la autoturisme este influentat de
urmatoarele considerente: realizarea unui portbagaj cat mai mare, deci
pasaje de roti cat mai mici; o amplasare optima a rezervorului de
combustibil; o amplasare convenabila a rotii de rezerva; o dispunere
corespunzatoare pentru componentele transmisiei pentru puntile motoare
spate, sau ale transmisiei directiei pentru puntea din spate directoare.
Valorile nominale ale ecartamentelor, dar si variatia lor influenteaza
stabilitatea transversala a automobilului si comportarea sa in viraj. Marimea
ecartamentului din fata, conjugata cu marimea deportului transversal,
definesc definesc unghiurile de bracare ale rotilor, adica diametrul de virare.
La puntile fractionate cu suspensie independenta, ecartamentul variaza
functie de pozitia rotii in timpul dezbaterii a suspensiei. Variatia de
ecartament implica la contactul roata-cale o deplasare laterala si o rotire
transversala a rotii, deci aparitia unor forte laterale, a unor momente de
aliniere si a unei rezistente la rulare mai mari. Ca urmare variatia de
ecartament influenteaza stabilitatea la mersul rectiliniu si in viraj, uzura
pneurilor, iar impreuna cu unghiurile de asezare ale rotilor si pivotilor
determina solicitarile din mecanismele de ghidare, din suspensie si directie.
4
Ecartamentul poate sa varieze si prin modificarea anvelopelor la
acelasi automobil, asa cum se vede din figura 5.2, daca se impune aceeasi
raza de rulare si aceeasi arhitectura pentru pasajul rotii.
Fig.5.2.Influenta dimensiunilor anvelopelor asupra valorii
ecartamentului la VW Golf
Variatia ecartamentului se poate produce si prin deplasarea
transversala a petei de contact dintre roata si cale, datorata cinematicii
mecanismului puntii. Fenomenul are doua efecte negative majore:
1. rularea serpuita a rotilor asa cum se vede din figura 5.3.
2. aparitia unei forte transversale in pata de contact roata-cale, asa cum
se vede din figura 5.4.
5
5.2.Variatia ecartamentului datorata cinematicii
mecanismelor puntilor
Studiul variatiei ecartamentului datorata cinematicii mecanismelor
puntilor este impus de efectele negative ale fenomenului, care au fost
prezentate mai inainte. El implica determinarea traectoriei centrului petei de
contact dintre roata si cale, cand roata se deplaseaza in sus (arcul suspensiei
se comprima), respectiv cand roata se deplaseaza in jos (arcul suspensiei se
destinde), pentru diferite scheme cinematice de mecanisme de ghidare.
Problema se poate rezolva fie prin reprezentarea grafica a schemei
cinematice a mecanismului impreuna cu fuzeta si cu roata in pozitii
succesive intre punctele limita ale suspensiei, fie folosind un sablon asa cum
se recomanda in [16].
Fig.5.4.Valoarea fortei transversale
datorata variatiei ecartamentului in
cazul unei anvelope 175/65 R 14
82 H, cu presiunea de 1,9 bar,
incarcata cu 380 kg si care ruleaza
cu 80 km/h.
Fig.5.3.Rularea serpuita
a rotilor datorita
variatiei ecartamentului
Var. ecartament
Fort
a tr
ansv
ers.
6
Sablonul pentru mecanismele patrulater este prezentat in figura 5.5 si
cuprinde urmatoarele puncte esentiale:
1 – articulatia cu bratul superior;
2 – articulatia cu bratul inferior;
U – articulatia cu bieleta mecanismului de directie;
N – centrul petei de contact roata-cale.
Fig.5.5.Sablonul pentru puntile cu mecanism patrulater
Folosirea acestui sablon este prezentata in figura 5.6.
Fig.5.6.Folosirea sablonului pentru punti cu mecanism patrulater:
a)mecanism patrulater transversal cu brate neegale: b)mecanism
patrulater cu brat superior triunghiular longitudinal si brat inferior
transversal; s1 cursa de comprimare a arcului; s2 cursa de destindere a
arcului.
a b
7
Pentru mecanismul McPherson sablonul este prezentat in figura 5.7.a
fanta E reprezinta axa amortizorului, iar CE este centrul articulatiei elastice
axiale oscilante. Folosirea acestui sablon este prezentata in figura 5.7.b.
Fig.5.7.Sablonul pentru punti McPherson: a)alcatuirea sablonului;
b)folosirea sablonului.
Rezultatele pot fi concentrate intr-un grafic in care se reprezinta:
- in sensul pozitiv al axei absciselor cresterea ecartamentului;
- in sensul negativ al axei absciselor scaderea ecartamentului;
- in sensul pozitiv al axei ordonatelor deplasarea pe verticala a
punctului N la comprimarea arcului;
- in sensul negativ al axei ordonatelor deplasarea pe verticala a
punctului N la destinderea arcului. Se obtine prin puncte traectoria centrului petei de contact roata-cale la
dezbaterea suspensiei, asa cum se vede din figura 5.8.
a b
8
`
Fig.5.8.Traectoria centrului petei de contact roata-cale
5.3.Axa de ruliu si centrul de ruliu
Miscarea de ruliu este rotatia transversala a caroseriei (masei
suspendate) in jurul unei axe continute in planul longitudinal de simetrie
numita axa de ruliu. Pozitia axei de ruliu se poate determina precis numai
experimental deoarece aceasta miscare nu poate sa aiba loc decat prin
deformarea pneurilor.
Axa de ruliu este definita de centrele de ruliu ale puntilor, aflate la
inaltimile h1r si h2r fata de cale. Centrul de ruliu al unei punti reprezinta
centrul instantaneu de rotatie al caroseriei in miscarea de ruliu fata de cale si
apartine planului transversal ce contine axa puntii. El este punctul care
apartine masei suspendate (caroseriei) si nu se roteste fata de sol in miscarea
de ruliu a automobilului.
Pozitia axei de ruliu a automobilului este prezentata in figura 5.9.
9
Fig.5.9.Pozitia axei de ruliu a automobilului
Se constata ca pozitia axei de ruliu este caracterizata prin urmatoarele:
- o anumita inclinare γ fata de cale;
- centrele de ruliu ale puntilor O1r si O2r ale puntilor; - inaltimile h1r si h2r ale centrelor de ruliu ale puntilor fata de cale;
- inaltimea centrului de masa al masei suspendate hr fata de axa de
ruliu.
Determinarea analitica a inaltimii centrului de ruliu al unei punti se
face, considerand ca centrul de ruliu se afla la intersectia axei mediane
verticale a puntii cu perpendiculara pe tangenta (t) dusa la curba de variatie a
ecartamentului (determinata experimental), in punctul momentan de contact
roata – cale, asa cum se vede din figura 5.10.
Fig.5.10.Schema pentru determinarea analitica a inaltimii centrului de
ruliu al unei punti
Din triunghiurile OraO si Ocb se poate scrie:
22
E
s
Eh
s
E
E
hr
r
(5.3)
10
Se constata ca o variatie mare de ecartament ΔE, implica o crestere a
inaltimii centrului de ruliu. In cazul limita cand ΔE=0, tangenta (t) este
verticala, centrul de ruliu este pozitionat pe sol, la intersectia cu axa mediana
verticala a puntii, adica hr=0. O variatie relativ mare de ecartament implica
un centru de ruliu inalt fata de cale, dar are dezavantajul unei alunecari
transversale mari a pneului fata de cale, deci o uzura accentuata a anvelopei.
Determinarea analitica a centrului de ruliu are avantajul ca, in cazul trasarii
experimentale a curbei de variatie a ecartamentului, tine cont de toate
elasticitatile din sistemul punte – suspensie - roata.
Centrul de ruliu poate fi determinat prin metode geometrice potrivit
teoremei celor celor trei centre instantanee de rotatie daca se neglijeaza
elasticitatile pneurilor si ale articulatiilor. In acest caz el poate fi considerat o
caracteristica constructiva a cinematicii mecanismului puntii, care poate fi
folosita pentru compararea puntilor. Metoda porneste de la premiza ca in
miscarea de ruliu rotile automobilului nu aluneca transversal pe cale, ci se
inclina prin rotire in jurul punctelor lor de contact cu calea. Astfel punctul de
contact roata – cale devine centrul instantaneu de rotatie in plan transversal
al rotii fata de cale. Determinarea centrului de ruliu inseamna astfel
detreminarea centrului instantaneu de rotatie al caroseriei in raport cu calea.
Centrul de ruliu determinat prin metoda celor trei centre instantanee de
rotatie depinde numai de cinematica puntii, adica de factorul constructiv
principal al puntii, deci el poate fi denumit centrul constructiv de ruliu al
puntii.
In figurile urmatoare sunt prezentate constructiile grafice pentru
determinarea centrelor de ruliu ale celor mai uzuale scheme cinematice de
punti. O este centrul instantaneu de rotatie al rotii, Of este centrul
instantaneu de rotatie al fuzetei, Or este centrul de ruliu al puntii, iar hr este
inaltimea fata de cale a centrului de ruliu al puntii.
11
Fig.5.11.Pozitia centrului de ruliu pentru puntea fractionata cu
mecanism patrulater transversal cu brate neegale: a)brate convergente
spre exteriorul automobilului; b)brate divergente spre exteriorul
automobilului; c)brate paralele.
c
b
a
12
Observatii:
1. Daca bratele mecanismului patrulater transversal sunt orizontale
(paralele cu calea) centrul de ruliu este in planul caii de rulare, la
intersactia planului longitudinal de simetrie cu calea.
2. Constructia din figura 5.11.a se foloseste si atunci cand elementul
elastic al suspensiei este un arc lamelar dispus transversal in locul
bratelor superioare.
3. Constructia din figura 5.11.b se foloseste si atunci cand elementul
ealstic al suspensiei este un arc lamelar dispus transversal in locul
bratelor inferioare.
Fig.5.12.Centrul de ruliu pentru puntea McPherson: a)axa pivotilor
coincide cu axa amortizorului; b)axa pivotilor este diferita de axa
amortizorului.
a
b
13
Observatii:
1. Cand axa amortizorului coincide cu axa pivotilor si se mareste
ecartamentul se mareste si inatimea centrului de ruliu al puntii.
2. Cu cat axa amortizorului este mai apropiata de perpendiculara pe cale
si bratul inferior este mai orizontal cu atat centrul de ruliu este mai
apropiat de cale. Daca amortizorul este vertical, iar bratul inferior
orizontal, centrul de ruliu este in planul caii, iar deplasarea rotii este
pe verticala.
3. Daca lungimea bratului inferior creste de la CD1 la CD2 se
imbunatateste cinematica mecanismului deoarece se reduce variatia
unghiului de cadere al rotii.
4. Daca pivotul inferior C este deplasat spre exterior se micsoreaza
deportul transversal dt si distanta b. Cu cat b este mai mic, cu atat
frecarea dintre pistonul si cilindrul amortizorului este mai redusa, iar
fortele din articulatiile C, D si E sunt mai mici. La aceste punti, de
multe ori, deportul transversal are valori negative.
5. Cu cat centrul instantaneu de rotatie al fuzetei Of este mai indepartat
de roata cu atat modificarea ecartamentului la dezbaterea suspensiei
este mai redusa.
Fig.5.13.Centrul de ruliu pentru puntea fractionata cu mecanism
patrulater cu bratul inferior transversal si bratul superior longitudinal
cu axa de oscilatie inclinata cu α fata de Oy.
Observatie: Cu cat unghiul de inclinare α este mai mare cu atat
inaltimea centrului de ruliu este mai mare.
14
Fig.5.14.Centrul de ruliu pentru puntea fractionata cu brat longitudinal
tras: a)cu axa de rotatie transversala; b)cu axa de rotatie inclinata fata
de transversala.
Fig.5.15.Centrul de ruliu pentru puntea fractionata cu brat tras avand
axa de rotatie inclinata atat orizontal cat si transversal.
a b
15
Fig.5.16.Centrul de ruliu pentru puntea rigida cu roti trase si traversa
dispusa pe axa rotilor.
Fig.5.17.Centrul de ruliu pentru puntea cu grinda trasa in forma de H.
16
Fig.5.18.Centrul de ruliu pentru puntea rigida cu arcuri lametare
longitudinale: a)arcurile montate deasupra grinzii puntii; b)arcurile
montate sub grinda puntii; c)arcurile montate deasupra grinzii puntii si
bara Panhard.
Observatii:
1. Centrul de ruliu pentru cazurile a si b se obtine unind mijloacele
segmentelor definite de ochiurile arcurilor de pe stanga si de pe
dreapta si intersectand dreapta astfel obtinuta cu planul median de
simetrie.
2. In cazul c centrul de ruliu se gaseste la intersectia barei Panhard cu
planul median al automobilului, indiferent de pozitionarea barei fata
de punte, si nu la mijlocul barei asa cum se considera uneori.
a b
c
17
Fig.5.19.Centrul de ruliu al puntii rigide cu mecanism Watts se
gaseste in centrul de oscilatie al levierului central.
a b
18
Fig.5.20.Centrul de ruliu al puntii rigide cu mecanism patrulater
longitudinal: a)cu brat triunghiular central superior; b)cu brate
superioare dispuse inclinat.
Fig.5.21.Centrul de ruliu pentru puntea rigida cu tub central si bara
Panhard se gaseste la intersectia dreptei definita de articulatia tubului
central Oh si punctul T al barei Panhard situat in planul longitudinal de
simetrie cu planul transversal ce contine axa puntii.
Inaltimea centrului de ruliu determinata prin metoda geometrica este
valabila pentru articulatii rigide ale mecanismelor puntilor, sau pana la
unghiuri de ruliu de pana la circa 30. Elasticitatile articulatiilor dintre bratele
mecanismelor si caroserie modifica sensibil inaltimea centrului de ruliu in
sensul coborarii centrului de ruliu masurat pe automobil cu aproximativ 20
mm. In plus, datorita elasticitatii articulatiilor, centrele instantanee de rotatie
ale rotilor din stanga si din dreapta vor fi diferite, in consecinta pozitia
centrului de ruliu se va modifica intr-un interval aproximativ de ±10 mm.
Unghiul de ruliu are valori reduse (sub 80 – 100). Valoarea sa creste
daca: se mareste forta transversala care actioneaza in centrul de masa al
masei suspendate; se mareste distanta hr dintre centrul de masa al masei
suspendate si axa de ruliu; se micsoreaza ecartamentul arcurilor. In plus la
marirea lui hr se inrautateste stabilitatea deoarece se micsoreaza viteza de
rasturnare a automobilului.
T
19
5.4.Variatia unghiului de cadere
Unghiul de cadere al rotii sau unghiul de carosaj, notat uzual cu α,
este inclinarea planului median al rotii fata de planul longitudinal al
automobilului. Unghiul de cadere se considera pozitiv daca roata este
inclinata spre interior, asa cum se vede din figura 5.22. Datorita lui, in lungul
axei rotii actioneaza o componenta axiala a reactiunii normale Z, care tinde
sa impinga butucul rotii spre interior:
sin ZF (5.4)
Fig.5.22.Unghiul de cadere al rotii
Pentru automobilele uzuale el variaza intre 00 30’ si 10 30’ cu o diferenta
maxima intre roata din stanga si cea din dreapta de ±20’ , putand avea la
unele automobile valori nule sau negative.
Variatia unghiului de cadere este influentata in cazul puntilor
fractionate de schema cinematica a mecanismului de ghidare al rotilor.
5.4.1.Variatia unghiului de cadere la deplasarea pe verticala a
masei suspendate
La coborarea masei suspendate (cresterea sarcinii utile) prin
comprimarea elementelor elastice ale suspensiei, rotile se inclina spre
exterior, iar unghiul de cadere poate ajunge la valori negative, asa cum se
vede din figura 5.23 pentru o punte fractionata cu mecanism patrulater
transversal cu brate neegale.
20
Fig.5.23.Variatia unghiului de cadere al rotilor la coborarea masei
suspendate.
Fenomenul are loc in sens invers la ridicarea masei suspendate (reducerea
sarcinii utile) si destinderea elementelor elastice ale suspensiei, situatie in
care valoarea unghiului de cadere creste.
Variatia unghiului de cadere al rotilor pentru autoturisme cu solutii
constructive diferite pentru puntea din fata este prezentata in figura 5.24.
Arc comprimat____
Arc normal -------
21
Fig.5.24.Variatia unghiului de cadere la comprimarea / destinderea
arcurilor la autoturismele Honda Accord, BMW serie 3, Mercedes E
classe.
22
Honda Accord are o punte fata motoare fractionata cu mecanism
patrulater transversal cu brate neegale scurte, bratul triunghiular superior
fiind la un nivel ridicat fata de nivelul bratului inferior (pivotul superior este
deasupra pneului), asa cum se vede din figura 5.24.a. Bratul inferior este
drept, montat inclinat spre spate si dublat de un tirant. Ansamblul
elastoamortizor al auspensiei este montat in planul transversal al axei rotilor,
trece prin decuparea centrala a bratului triunghiular superior, iar partea de
jos a amortizorului se asambleaza cu bratul inferior printr-o piesa in forma
de furca pentru a permite montarea arborelui planetar.
Fig.5.24.a.Puntea motoare fractionata din fata Honda Accord.
23
BMW serie 3 are o punte fata nemotoare fractionata tip McPherson cu
brat triunghiular nesimetric articulat cilindric, asa cum se vede din figura
5.24.b. Puntea are deport transversal pozitiv, cu valori diferite in functie de
dimensiunile anvelopei: dt = +10mm pentru anvelopa 185/65 R 15;
dt = +5 mm pentru anvelopa 205/60 R 15.
Fig.5.24.b.Puntea nemotoare fractionata din fata BMW serie 3: 1-
mecanism de actionare pinion-cremaliera servoasistat; 2-arcuri
elicoidale; 3-bieleta barei stabilizatoare; 4-brat triunghiular inferior
nesimetric; 5-articulatie cilindrica elastica posterioara; 6-bara
stabilizatoare; 7-traversa suport.
24
Mercedes E classe are o punte din fata nemotoare fractionata tip
McPherson, cu arcul elicoidal cilindric lung montat intre bratul triunghiular
inferior nesimetric si caroserie, deoarece lipsesc constrangerile impuse de
arborii planetari. Puntea are deport transversal negativ dt = -14 mm pentru
anvelopa 195/65 R 15 90 H si este prezentata in figura 5.24.c.
Fig.5.24.c.Puntea nemotoare fractionata din fata Mercedes E Klasse.
25
Fenomenul este asemanator si pentru puntea din spate fractionata.
Variatia unghiului de cadere are loc datorita variatiei inclinarii
transversale a fuzetei, adica a bielei sau a culisei oscilante din schemele
cinematice ale mecanismelor de ghidare. Variatia inclinarii fuzetei implica
variatia unghiului de inclinare transversala a pivotului, notat uzual cu δ.
Pentru schemele cinematice ale celor mai folosite mecanisme de ghidare, in
cazul cursei de comprimare a arcurilor suspensiei, variatia unghiului de
inclinare transversala a pivotului Δδ este prezentata in figura 5.25.
Fig.5.25.Variatia unghiului de inclinare transversala a pivotului:
a)mecanism patrulater transversal cu brate neegale; b)mecanism
McPherson; c)mecanism patrulater spatial (brat inferior transversal,
brat superior longitudinal).
Arc normal
Arc comprimat
Arc normal
Arc comprimat
Arc normal
Arc comprimat
a
b c
26
La destinderea arcurilor suspensiei articulatia 2 (pivotul inferior) se
deplaseaza in jos, iar sensul de variatie a lui Δδ se schimba, valorile lui
depinzand de cinematica mecanismului , astfel ca se poate scrie: 0
unde: α0 este valoarea unghiului de cadere pentru pozitia normala;
- pentru cursa de comprimare a arcului;
+ pentru cursa de destindere a arcului.
5.4.2.Variatia unghiului de cadere in timpul virajului
In timpul virajului rotile se inclina in sensuri diferite fata de masa
suspendata, astfel ca roata interioara virajului are cadere negativa, iar cea
exterioara virajului are cadere pozitiva. In plus datorita fortei centrifuge,
masa suspendata se roteste fata de axa de ruliu cu unghiul de ruliu μ. Pentru
puntea cu mecanism patrulater transversal cu brate neegale, aceasta situatie
este prezentata in figura 5.26.
Fig.5.26.Pozitia rotilor si a masei suspendate in timpul virajului pentru
puntea cu mecanism patrulater transversal.
Pentru roata interioara virajului arcul suspensiei este in cursa de destindere,
iar pentru roata exterioara virajului arcul este in cursa de comprimare.
Variatia unghiului de cadere in timpul virajului pentru diferite solutii
constructive de punti din spate este prezentata in figura 5.27.
27
Fig.5.27.Variatia unghiului de cadere in timpul virajului pentru
diferite solutii constructive de punti din spate.
Aprecierea comportarii in viraj a solutiilor constructive de punti din
punctul de vedere al variatiei unghiului de cadere se poate face prin factorul
unghiului de cadere si de ruliu kα definit prin raportul dintre variatia
unghiului de cadere dα si variatia unghiului de ruliu dμ [16]:
d
dk (5.5)
Unde: 2
,,,
d , α’ este unghiul de cadere al rotii exterioare virajului,
α’’ este unghiul de cadere al rotii interioare virajului;
2,1
21
E
ssd
[rad] sau dd 3,570
s1 este comprimarea arcului,
s2 este destinderea arcului,
E1,2 este ecartamentul puntilor.
Grinda trasa H
Punte rigida
Grinda brate longitudinale
Grinda brate oblice
McPherson
Unghi cadere
Co
mp
rim
are
arc
Des
tin
der
e ar
c
28
Exemplu numeric:
Pentru puntea din spate cu grinda trasa in forma de H de la VW Golf 3
se cunosc urmatoarele valori: E2=1444 mm, s1=27 mm, s2=53 mm, α’=-0,10,
α’’=-3,550 [16], iar prin calcul se obtine:
'00 10317,30554,01444
5327
radd
0
00
7,12
55,31,0
d
54,017,3
7,1k
In medie, valoarea factorului unghiului de cadere si de ruliu, pentru
diferite solutii constructive de punti, este:
- punte cu brate longitudinale trase si grinda transversala dispusa in planul
axelor rotilor (Audi) 1,05;
- punte tip McPherson 0,85;
- punte cu mecanism patrulater cu brate neegale 0,80;
- punte cu grinda trasa in forma de H 0,55;
- punte rigida 0,00.
Variatia unghiului de cadere al rotii inseamna alunecari transversale
fata de cale si, in consecinta, actiunea unei forte transversale, a carei valoare
depinde de marca automobilului si de constructia puntii, asa cum se vede din
figura 5.28.
Fig.5.28.Variatia unghiului de cadere pentru puntea din spate datorata
variatiei fortei transversale: Opel – grinda trasa in forma de H; Fiat – grinda
trasa in forma de H; Lancia – punte McPherson; Toyota – punte McPherson;
Renault – brate longitudinale trase in forma de L.
29
5.5.Centrul si axa de tangaj
Tangajul reprezinta miscarea de rotatie a caroseriei in jurul unei axe
transversale, adica in planul longitudinal. Aceasta miscare apare in timpul
proceselor de franare si de demarare ale automobilului si are efecte negative
asupra confortului si stabilitatii automobilului. Deoarece in timpul
procesului de franare acceleratiile sunt mult mai mari decat in timpul
procesului de demarare, unghiurile de tangaj sunt mai mari la franare.
In timpul procesului de franare, forta de inertie aplicata in centrul de
masa al masei suspendate incarca rotile puntii din fata si descarca
corespunzator rotile puntii din spate cu marimea ΔZ, producand astfel
inclinarea caroseriei (plonjarea) spre fata, asa cun se vede din figura 5.30.a.
Fig.5.30.Miscarea de tangaj la franarea automobilului
Expresia matematica a unghiului θ de tangaj este:
L
kkZ
L
sstg
ff
f2121
(5.6)
unde: s1f este comprimarea arcurilor suspensiei din fata;
s2f este destinderea arcurilor suspensiei din spate;
k1 este rigiditatea suspensiei din fata;
k2 este rigiditatea suspensiei din spate.
Momantul de rotire al masei suspendate este echilibrat de momentul
reactiv al suspensiei, deci se poate scrie:
L
hFZLZhF x
x
(5.7)
Inlocuind pe (5.7) in (5.6) se obtine:
30
2
21
L
kkhFtg x
f
(5.8)
Concluzii
In conditia unei forte perturbatoare date, tangajul se micsoreaza daca:
10 se mareste valoarea ampatamentului;
20 se mareste rigiditatea suspensiilor, indeosebi a celei din fata, cu
dezavantajul afectarii confortului;
30 se actioneaza asupra constructiei (cinematicii) mecanismelor de ghidare,
asa cum se vede din figura 5.30.b.
Ultima solutie este relativ simpla si se materializeaza prin costuri mai
reduse pentru automobil. Se folosesc tocmai fortele de franare Ff1 si Ff2 la
punti pentru a echilibra momentele care produc rotirea caroseriei;
momentele F1×b1 si F2×b2 tin in echilibru caroseria care tinde sa plonjeze
spre fata sub actiunea momentului generat de forta perturbatoare Fx.
Daca in planul transversal al puntii se defineste centrul de ruliu,
similar in planul longitudinal se defineste centrul de tangaj al puntii. In cele
mai multe cazuri, mecanismele de ghidare ale rotilor din stanga si din
dreapta puntii sunt identice, deci pozitia centrelor de tangaj stanga – dreapta
este aceeasi, iar dreapta transversala care le uneste se numeste axa de tangaj
a puntii.
Prin deplasarea spre spate a centrului de tangaj al puntii din fata si
prin deplasarea spre fata a centrului de tangaj al puntii din spate se obtine
micsorarea tangajului. Aceasta conditie este indeplinita daca sa foloseste
pentru puntea din fata mecanismul cu brat longitudinal impins, iar pentru
puntea din spate mecanismul cu brat longitudinal tras.
Daca pentru puntea din spate, mecanismul cu brat longitudinal tras se
regaseste in constructia a numeroase punti, atat rigide cu suspensii
dependente, cat si fractionate cu suspensii independente, in cazul puntii din
fata mecanismul cu brat longitudinal impins este foarte rar folosit.
Puntea din fata fractionata cu mecanism patrulater transversal cu axele
bratelor paralele si orizontale are centrul de tangaj la infinit, asa cum se vede
din figura 5.31.
31
Fig.5.31.Centrul de tangaj la puntea cu mecanism patrulater
transversal cu brate orizontale
Prin inclinarea axei de rotatie a bratului transversal superior (C’C’’) si
a axei de rotatie a bratului transversal inferior (D’D’’) spre spatele
automobilului, se deplaseaza centrul de tangaj al puntii din fata spre spate la
intersectia dreptelor (d1) si (d2), respectiv in punctul Of, asa cum se vede din
figura 5.32.
Fig.5.32.Centrul de tangaj al puntii fata cu brate transversale
suprapuse si inclinate spre spate in sens invers
Pentru unele tipuri de punti (ex. puntea cu brat longitudinal oscilant)
centrul de tangaj are o pozitie fixa fata de sistemul de referinta al caroseriei,
indiferent de starea de incarcare a automobilului. Pentru alte tipuri de punti
(ex. puntea cu patrulater transversal, puntea McPherson), pozitia centrului de
tangaj fata de sistemul de referinta al caroseriei este diferita, in functie de
starea de incarcare a automobilului, asa cum se vede din figura 5.33 pentru
puntea cu patrulater transversal si brate inclinate in sens invers. Studiul
cinematic al acestor tipuri de punti cuprinde determinarea pozitiilor
succesive ale centrului de tangaj pentru intreaga cursa de dezbatere a rotii.
32
Fig.5.33.Variatia pozitiei centrului de tangaj la puntea cu mecanism
patrulater transversal in functie de starea de incarcare a automobilului
Cinematica mecanismului puntii trebuie corelata cu amplasarea
mecanismelor de franare pe puntea respectiva. In cazul mecanismului
patrulater transversal cu mecanismul de franare dispus in roata, micsorarea
tangajului se poate face cinematic prin convergenta axelor de rotire a
bratelor (rotire in sensuri inverse). Forta de franare Ff de la contactul pneu –
cale se reduce in planul bielei (a fuzetei) la o forta Ff’ cu punct de aplicatie
sub nivelul caii la distanta a=dt×sinδ×cosδ (dt este deportul transversal
pozitiv, iar δ este unghiul de inclinare transversala a pivotului). In cuplele
adiacente bielei, componentele verticale ale reactiunilor RA si RB actioneaza
asupra caroseriei in sensul ridicarii ei, deci a micsorarii tangajului, asa cum
se vede din figura 5.34.
Fig.5.34.Punte cu mecanism patrulater transversal, mecanism de
franare in roata si brate convergente spre spate pentru micsorarea
tangajului
33
Daca mecanismul de franare este dispus pe transmisie, forta de franare ce
apare la contactul pneu – cale se reduce in planul bielei la o forta Ff’’ cu
punct de aplicatie deasupra caii, la distanta a fata de centrul rotii. In acest
caz bratele vor fi inclinate in acelasi sens pentru a diminua tangajul, asa cum
se vede din figura 5.35.
Fig.5.35.Punte cu mecanism patrulater transversal, mecanism de
franare pe transmisie si inclinarea bratelor in acelasi sens pentru
micsorarea tangajului
Influenta asupra capacitatii de micsorare a tangajului are si deportul
transversal al puntii in cazul amplasarii mecanismului de franare in roata.
Deportul pozitiv implica o pozitionare sub nivelul caii a fortei de franare
redusa la biela mecanismului puntii, iar solutia de reducere a tangajului este
cea prezentata in figura 5.34. Deportul zero face ca forta la roata de la
contactul pneu – cale redusa la biela sa fie la nivelul caii, iar solutia de
reducere a tangajului este ca mai sus. Deportul negativ duce la o pozitionare
deasupra nivelului caii pentru forta de franare redusa la biela, deci pentru
reducerea tangajului este necesar ca bratul superior sa fie orizontal, iar bratul
inferior sa fie inclinat in sus, asa cum se vede din figura 5.36.
Fig.5.36.Pozitionarea bratelor puntii cu mecanism patrulater
transversal si deport negativ pentru diminuarea tangajului
34
Pentru o reducere buna a tangajului este importanta variatia amplasarii
centrului de tangaj pe intreaga cursa de dezbatere a rotii. Pentru o preluare
progresiva a tangajului, pe masura ce roata se deplaseaza pe cursa de
comprimare a arcului, distanta dintre planul transversal ce contine axa rotii
si centrul de tangaj trebuie sa se micsoreze. Aceasta conditie este indeplinita
de mecanismul de ghidare patrulater cu bratul inferior transversal inclinat si
bratul superior longitudinal, asa cum se vede din figura 5.37.
Fig.5.37.Pozitia si deplasarea centrului de tangaj pentru puntea cu
mecanism patrulater cu bratul interior transversal inclinat si bratul
superior longitudinal
Aceasta cinematica optima privind pozitionarea centrului de tangaj
este utilizata si la mecanismul de ghidare cu patrulater transversal sau
McPherson, cand forta de franare este preluata de tirantul bratului, sau in
alte variante constructive de bratul longitudinal al barei stabilizatoare.
O reducere buna a tangajului se obtine si daca centrul de tangaj se
pozitioneaza cat mai aproape de axa puntii si la o inaltime cat mai mare fata
de sistemul de referinta al caroseriei (se micsoreaza bratul fortei
perturbatoare h din relatia 5.8). Puntile din fata care indeplinesc aceasta
cerinta au o variatie mare a ampatamentului, care nu deranjeaza functional,
dar si o variatie mare a unghiului de fuga, cu implicatie mare asupra
stabilitatii si maniabilitatii automobilului. Din aceasta cauza alegerea
cinematica a centrului de tangaj se face corelat cu variatia unghiului de fuga.
35
5.6.Variatia unghiului de fuga
Unghiul de fuga sau unghiul de inclinare longitudinala al pivotului,
notat uzual cu β, este unghiul format intre directia axei de bracare si
verticala ce trece prin centrul rotii, unghiul fiind masurat in plan
longitudinal.Unghiul de fuga are valoare pozitiva daca axa pivotului inteapa
planul caii intr-un punct F aflat in fata punctului de contact roata – cale
tinand cont de sensul de inaintare al automobilului; unghiul de fuga are
valoare negativa daca punctul F este in spatele punctului N. Distanta FN se
numeste distanta de fuga longitudinala sau deport longitudinal. El este
prezentat in figura 5.38.
Fig.5.38.Unghiul de fuga al pivotului
Unghiul de fuga stabilizeaza rotile de directie prin momentele pe care
le creaza fortele laterale si longitudinale din pata de contact fata de axa de
bracare AB.
El este realizat prin constructia puntii din fata, iar pentru multe punti
fractionate cu suspensie independenta, variatia sa este legata direct de pozitia
centrului de tangaj si de variatia de ampatament. Micsorarea unghiului de
tangaj al caroseriei automobilului necesita o pozitionare in spate, cat mai
aproape de axa puntii si cat mai sus pe inaltime a centrului de tangaj, dar
realizarea unui astfel de mecanism mareste variatia unghiului de fuga in
timpul dezbaterii rotii.
Patrulaterul transversal cu axele de rotatie ale celor doua brate
orizontale si paralele nu are variatie a unghiului de fuga pe cursa de
dezbatere a rotii, dar are un centru de tangaj la infinit (figura 5.39.a). La fel
si mecanismul de ghidare McPherson cu axa amortzorului perpendiculara pe
axa de rotatie orizontala a bratului (figura 5.39.b).
36
a. b.
Fig.5.39.Mecanisme de ghidare fara variatie a unghiului de fuga, dar
cu centrul de tangaj la infinit: a-mecanism patrulater transversal cu
brate orizontale si paralele; b-mecanism McPherson cu amortizorul
perpendicular pe bratul inferior orizontal
Convergenta axelor de rotatie a bratelor la patrulaterul transversal si
asezarea amortizorului sub un unghi diferit de 900 intre axa amortizorului si
axa bratului la mecanismul McPherson realizeaza o pozitionare favorabila a
centrului de tangaj al puntii, dar si o variatie a unghiului de fuga, asa cum se
vede din figura 5.40.
a. b. c.
Fig.5.40.Mecanisme de ghidare cu pozitionare convenabila a
unghiului de tangaj, dar cu variatie a unghiului de fuga: a-mecanism
cu patrulater transversal si brate convergente; b-mecanism McPherson
cu amortizor inclinat fata de brat; c-mecanism patrulater cu bratul
inferior transversal si bratul superior longitudinal
37
Curbele de variatie ale unghiului de fuga pentru cele trei mecanisme
reprezentative de ghidare, care dau o micsorare progresiva a unghiului de
tangaj, sunt prezentate in figura 5.41.
Fig.5.41.Curbe de variatie ale unghiului de fuga
Variatia unghiului de fuga trebuie studiata cinematic deoarece, valori
mari pozitive ale acestui unghi provoaca aparitia unor forte mari la mers in
linie dreapta in sistemul de directie si o modificare mare la deplasarea in
viraj a unghiului de cadere, iar valori negative mari implica instabilitatea
automobilului.
O solutie constructiva simpla, se poate realiza prin pozitionarea inspre
fata a centrului rotii fata de axa de bracare, asa cum se vede din figura 5.42.
Se obtine astfel o micsorare a deportului longitudinal dl, care va fi dat de
relatia:
cos
ttgrdl (5.9)
Deasemenea, se obtine si o scadere a bratului d’l pentru fortele laterale, ceea
ce implica o micsorare a momentului de stabilizare , deci si a fortelor din
sistemul de directie, pentru valori mari ale unghiului de fuga.
trdl sin' (5.10)
38
Fig.5.42.Deplasarea centrului rotii spre fata cu marimea t, raportat la
axa de bracare
Materializarea practica a acestei solutii, aplicata de BMW pe unele
din modelele sale cu punte fata McPherson, este prezentata in figura 5.43. Se
observa inclinarea axei amortizorului fata de axa bratului pentru o reducere a
unghiului de tangaj si o deplasare a centrului rotii cu 32,5 mm fata de axa de
bracare pentru micsorarea deportului longitudinal, in conditiile utilizarii unui
unghi de fuga mare de 8020’ impus de solutia clasica de organizare. Se obtine
in final o modificare convenabila a unghiului de cadere la bracajul rotii.
39
Fig.5.43.Punte McPherson cu dispunerea inclinata a amortizorului fata
de brat si deplasarea spre fata a centrului rotii (BMW)