CAPITOLUL X

SISTEMUL DE DIRECŢIE

10.1.ROLUL ŞI CONDIŢIILE IMPUSE SISTEMULUI DE DIRECŢIE

Sistemul de direcţie este unul din mecanismele principale ale autovehiculului şi are un rol hotărâtor asupra siguranţei circulaţiei, mai ales în condiţiile creşterii continue a parcului de autovehicule şi a vitezei lor de deplasare.

Sistemul de direcţie serveşte la dirijarea automobilului şi tractorului pe traiectoria dorită.

Schimbarea direcţiei de mers se obţine prin schimbarea planului (bracarea) roţilor de direcţie în raport cu planul longitudinal al autovehiculului.

În mod normal, roţile din faţă sunt roţi de direcţie, din următoarele motive:

roata de direcţie exterioară virajului descrie cercul cu raza cea mai mare şi deci partea din autovehicul care este cea mai depărtată de centrul curbei este partea din faţa conducătorului;

transmisia la roţile de direcţie din spate este foarte lungă şi mai complicată decât la roţile din faţă.

Sistemul de direcţie trebuie să asigure autovehiculului o bună maniabilitate şi stabilitate.

Un sistem de direcţie este considerat stabil dacă la bracarea roţilor apar momente de readucere a acestora în poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă.

Pentru ameliorarea maniabilităţii şi stabilităţii direcţiei, se adoptă o geometrie specială a roţilor directoare.

Sistemul de direcţie trebuie să satisfacă următoarele condiţii:

o efortul necesar pentru manevrarea direcţiei să fie cât mai redus;o randamentul să fie cât mai ridicat;o şocurile provenite din neregularităţile căii să nu fie transmise la volan;o unghiurile de rotaţie ale volanului să fie suficient de mici pentru a realiza o

conducere sigură în raport cu viteza automobilului;o să permită stabilizarea mişcării rectilinii (roţile de direcţie, după ce virajul

s-a efectuat, să aibă tendinţa de a reveni în poziţia mersului în linie dreaptă);o să aibă o construcţie simplă, să nu producă blocări şi să prezinte o

durabilitate cât mai mare;o să permită înclinarea roţilor în viraj, astfel încât să nu producă alunecarea

lor;o oscilaţiile suspensiei să nu provoace oscilaţiile roţilor de direcţie;

1

o să permită reglarea şi întreţinerea uşoară; o să nu prezinte uzuri excesive care pot duce la jocuri mari şi prin aceasta la

micşorarea siguranţei conducerii.

10.2.NOŢIUNEA ASUPRA VIRAJULUI AUTOVEHICULELOR

Parametrii principali care determină cinematica autovehiculului în viraj sunt raza de virare şi poziţia centrului instantaneu de virare.

10.2.1.Virajul automobilelor

În figura 10.2.1. se reprezintă schema virajului unui automobil cu două punţi.

La automobile se întâlneşte soluţia cu puntea din faţă compusă dintr-o porţiune centrală AB care are la capete articulate două fuzete.Roţile se montează la extremitatea fuzetelor şi se pot roti odată cu ele.Virajul automobilului este corect, adică roţile rulează fără alunecare, când toate descriu cercuri concentrice în centrul instantaneu de viraj.În cazul unui automobil cu două punţi, acest centru trebuie să se găsească la intersecţia

dintre prelungirea axei roţilor din spate şi a axelor de rotaţie ale celor două roţi de direcţie.Figura 10.2.1. – Schema virajului automobilului fără să se ţină seama de unghiurile de derivă ale roţilor

Aceasta înseamnă că, în viraj, roţile de direcţie nu mai sunt paralele, ci înclinate cu unghiuri diferite.

Astfel, unghiul de bracare γ1 al roţii interioare trebuie să fie mai mare decât unghiul de bracare γ2 al roţii exterioare.

Poziţia centrului instantaneu de viraj este determinată de raza R, care se află cu relaţia:

LR = ------ (10.1.)

tgγm

2

unde:L – este ampatamentul automobilului.

γ1 + γ2

γ = --------- - este unghiul mediu de bracare. 2

Capacitatea de virare a unui automobil este caracterizată de raza minimă de viraj Rmin, adică distanţa de la centrul de viraj până la centrul suprafeţei de contact al anvelopei roţii exterioare, corespunzător unghiului maxim de bracare.

Raza minimă de virare se determină cu relaţia:

LRmin ≈ ----------- (10.2.)

sin γe maz

La deplasarea automobilului în viraj, punctele de gabarit extreme descriu traiectorii, ale căror proiecţii pe calea de rulare determină o suprafaţă care poartă denumirea de fâşie de gabarit.

Forma şi dimensiunile fâşiei de gabarit caracterizează calităţile de maniabilitate ale automobilului.

În cazul virajului unui automobil, lăţimea fâşiei de gabarit este determinată de dimensiunile de gabarit ale automobilului, de unghiurile de bracare ale roţilor de direcţie şi de viteza de deplasare.

Lăţimea fâşiei de gabarit Bg se poate determina cu relaţia:

L LBg = Re – Ri = ------- - ----- + B – b (10.3.)

sin γ2 tg γ1

în care:

L B – b L B – b Re = ------- + ------ şi Ri = ------ - -------- (10.4.)

sin γ2 2 tg γ1 2

Dacă se va ţine seama şi de elasticitatea transveraslă a pneurilor, atunci, sub acţiunea unei forţe laterale, ele se deformează şi în sens transversal.

În figura 10.2.2.a. se prezintă o roată de automobil care se află sub acţiunea forţei transversale Fy.

3

Datorită elasticităţii transversale a pneurilor, roata se deplasează lateral faţă de suprafaţa sa de contact.Dacă roata ar fi imobilă, axa longitudinală a suprafeţei de contact ar fi paralelă cu planul roţii.Experimental, s-a constatat că, la o roată în mişcare, reacţiunea laterală a căii Y nu este aplicată în centrul suprafeţei de contact, ci mai spre capătul din spate, iar axa longitudinală a ei va face unghiul ε cu planul roţii.Ca rezultat, planul vitezei tangenţiale a roţii în zona de rulare va face şi el unghiul ε cu planul longitudinal al roţii, iar roata se va mişca pieziş.

Figura 10.2.2. – Devierea laterală a roţii sub acţiunea unei forţe transversale

Unghiul ε se numeşte unghi de deviere laterală sau unghi de derivă.Unghiul de deviere laterală ε depinde de mărimea forţelor transversale,

normale şi tangenţiale, care acţionează asupra roţii, şi de elasticitatea transversală a pneului. În figura 10.2.2.b. este dată dependenţa dintre forţa laterală Fy şi unghiul de derivă ε, pentru o anumită încărcare radială a roţii Gr.

Forţa laterală Fy poate fi determinată de forţa centrifugă, de înclinarea transversală a drumului sau de un vânt lateral. În figura 10.2.3. se reprezintă schema virajului unui automobil la care s-a luat în consideraţie şi deviaţia laterală a roţilor datorită elasticităţii transversale a pneurilor.

Sub acţiunea componenţei transversale a forţei centrifuge Fcy, pneurile roţilor din faţă şi din spate se deformează în sens transversal, apăsând unghiurile de deviere (derivă) ε1 şi ε2.În această situaţie, poziţia centrului efectiv de viraj Oε

este determinată de intersecţia perpendicularelor duse în punctele A şi B pe direcţia vitezelor V1 şi V2.Distanţa dintre centrul instantaneu de viraj Oε şi planul longitudinal de simetrie al automobilului se numeşte rază efectivă de viraj Rε.Poziţia centrului instantaneu de viraj poate fi determinată prin două coordonate Rε şi d.

Figura 10.2.3. – Schema virajului automobilului când se ţine seama de unghiurile de derivă ale roţilor

4

Din triunghiurile dreptunghiulare Oε CA şi Oε CB rezultă:

AC BC----- = tg (γm – ε1) şi ----- = tg ε2

Oε C Oε C

Din adunarea membru cu membru a acestor relaţii şi ţinând seama că:

AC + BC = L, Oε C = Rε şi BC = d

rezultă:

LRε = ---------------------- (10.5.)

tg ε2 + tg (γm – ε1)

L . tg ε2

d = ---------------------- (10.6.) tg ε2 + tg (γm – ε1)

În cazul unghiurilor mari de bracare a roţilor de direcţie, unghiurile de deviere laterală ε1 şi ε2 influenţează puţin cinematica virajului, şi de aceea ele se pot neglija, rezultând:

LRε ≈ ------ (10.7.)

tg γm

d ≈ 0

La unghiuri mici de bracare ale roţilor de direcţie, caracteristic pentru virajele efectuate cu viteze mari, relaţiile (10.5.) şi (10.6.) devin:

LRε ≈ --------------- (10.8.)

γm + (ε2 – ε1)

d ≈ Rε . ε2

Rezultă deci că unghiurile de deviere laterală influenţează cinematica virajului automobilului.

În funcţie de raportul dintre unghiurile de derivă ale roţilor din faţă şi din spate, se deosebesc trei cazuri:

5

unghiurile de derivă ε1 = ε2, când în viraj automobilul se înscrie pe traiectoria dorită, ca şi cum roţile ar fi rigide transversal; acesta este cazul automobilului „neutru” (virare corectă);

unghiurile de derivă satisfac condiţia ε1 > ε2, iar automobilului – pentru a se înscrie pe aceeaşi traiectorie – conducătorul trebuie să-i brancheze mai mult roţile; acesta este cazul automobilului subvirator (virare insuficientă);

unghiurile de derivă satifac condiţia ε1 < ε2; în acest caz, pentru ca automobilul să se înscrie pe aceeaşi traiectorie, conducătorul trebuie să brancheze mai puţin roţile de direcţie; aceasta corespunde automobilului supravirator (virare în exces).

Un automobil subvirator are tendiţa de a-şi păstra automat mişcarea rectilinie.

Dacă sub acţiunea forţei Fy automobilul va avea ε1 > ε2 (figura 10.2.4.), el începe să descrie o curbă cu centrul instantaneu în Oε.

Ca urmare a mişcării în viraj apare forţa centrifugă a cărei componenţă transversală este Fcy de sens opus cu Fy.Datorită acestui fapt, unghiurile de derivă se micşorează, se anulează sau chiar pot trecre de partea cealaltă.Rezultă deci tendinţa automobilului de a-şi menţine mişcarea rectilinie, asigurând o conducere uşoară şi puţin obositoare.La automobilele supraviratoare acest lucru nu se întâmplă, iar la viteze mari mişcarea rectilinie a automobilului devine din ce în ce mai puţin stabilă.

Figura 10.2.4. – Schema mersului rectiliniu al unui automobil subvirator

Trebuie subliniat faptul că sunt posibile cazurile (în funcţie de elasticitatea transversală a pneurilor şi de redistribuirea forţelor asupra roţilor în viraj) în care valoarea absolută a diferenţei ε2 – ε1 să varieze odată cu viteza automobilului în ambele sensuri.

La oprirea vitezei, diferenţa scade până la anumită valoare, după care începe să crească.

Aceste automobile, în funcţie de viteza de deplasare şi raza de virare, pot fi subviratoare sau supraviratoare.

De asemenea, trebuie arătat că, în cazul automobilelor organizate după soluţia totul în faţă, precum şi la cele cu tracţiune integrală, o mare influenţă

6

asupra unghiurilor de derivă şi, prin urmare, şi asupra cinematicii virajului o exercită forţele laterale suplimentare provocate de reacţiunile tangenţiale.

Pentru a mări maniabilitatea, unele automobile cu destinaţie specială au toate roţile de direcţie (figura 10.2.5.).

Dacă se neglijează influenţa devierii laterale a roţilor, atunci raza minimă de virare va fi dată de relaţia:

LRmin = ------------- (10.9.) 2 sinγo max

După cum rezultă din relaţia (10.9.), în cazul când unghiurile de bracare ale roţilor exterioare sunt egale, raza minimă de virare a automobilului cu toate roţile de direcţie este de două ori mai mică decât la automobilul cu două roţi de direcţie.

Figura 10.2.5. – Schema virajului automobilului cu toate roţile de direcţie

Trebuie însă arătat că o asemenea micşorare a razei minime de virare nu este întotdeauna posibilă pentru că, la aceleaşi unghiuri de bracare ale roţilor exterioare, la automobilul cu toate roţile de direcţie, roţile interioare trebuie să fie bracate cu unghiuri mai mari decât la automobilul cu o singură punte de direcţie.

De aceea, raza minimă de virare, nu se micşorează de două ori, ci cu mult mai puţin, îndeosebi la automobilele cu ampatamentul redus.

Un automobil cu toate roţile de direcţie mai prezintă avantajele:

reducerea rezistenţelor la deplasarea pe drumurile deformabile, datorită faptului că roţile din spate rulează pe urmele celor din faţă, spre deosebire de cazul automobilului cu o punte de direcţie, când fiecare roată rulează pe cercuri cu raze diferite;reducerea puterii consumate la virare pentru că lipseşte circulaţia de puteri.

Pe lângă aceste avantaje, automobilele cu toate roţile de direcţie prezintă dezavantajele:

construcţia complicată a transmisiei direcţiei; se înrăutăţeşte stabilitatea la automobilele cu tracţiune integrală din cauză că

forţele de tracţiune măresc devierea laterală a roţilor, amplificând spre o capacitate excesivă de virare;

7

pornirea din staţionarea de lângă borduri devine dificilă; necesitatea reducerii suprafeţei utile a caroseriei pentru asigurarea

posibilităţii de bracare a roţilor; se măreşte jocul la volan ceea ce răsfrânge negativ asupra stabilităţii

automobilului la viteze mari.

Pentru a înlătura unele din aceste deficienţe, automobilul este prevăzut cu un dispozitiv pentru blocarea acţionării roţilor din spate.

10.2.2.Virajul tractoarelor pe roţi

Virajul tractoarelor pe roţi se realizează prin următoarele metode: modificarea poziţiei roţilor de direcţie în raport cu planul longitudinal al tractorului, rotirea relativă între semiramele tractorului (la tractoarele articulate), modificarea poziţiei roţilor de direcţie din faţă şi frânarea concomitentă a roţii motoare din spate din interiorul virajului, şi prin modificarea momentului transmis roţilor motoare.

Virajul prin modificarea poziţiei roţilor de direcţie în raport cu planul longitudinal al tractorului

Se realizează în două variante: cu roţi de direcţie numai în faţă (figura 10.2.6.a.) şi cu toate roţile de direcţie (figura 10.2.6.b.).

La majoritatea tractoarelor se întâlneşte soluţia cu roţi de direcţie în faţă.În scopul micşorării razei de viraj, anumite tractoare se construiesc cu toate roţile de direcţie.Schema se utilizează în special la tractoarele cu roţile de direcţie mari, în scopul reducerii unghiului de bracare.Cinematica virajului tractoarelor prin modificarea poziţiile roţilor de direcţie în raport cu planul longitudinal este asemănătoare cu cinematica virajului automobilelor.

Figura 10.2.6. – Scheme de viraj la tractoarele pe roţi

a – cu roţi de direcţie în faţă; b – cu toate roţile de direcţie.

Virajul prin rotirea relativă între semiramele tractorului Se utilizează la tractoarele pe roţi 4 x 4, cu roţi egale (figura 10.2.7.).

8

În acest caz, raza minimă de viraj se determină cu relaţia:

LRmin = ----------- (10.10.) γmax

2 tg ----- 2

Figura 10.2.7. – Schema virajului tractorului pe roţi 4 x 4 cu cadru articulat

Virajul prin modificarea poziţiei roţilor de direcţie din faţă şi frânarea concomitentă a roţii motoare din spate din interiorul virajului (figura 10.2.8.a.)

Este cel mai răspândit la tractoarele universale pe roţi.

Virajul prin modificarea momentului transmis roţilor motoare

Se utilizează la unele tractoare 4 x 4 cu roţi egale (figura 10.2.8.b.).

Figura 10.2.8. – Scheme de viraj la tractoarele pe roţi cu frânarea roţilor

a – prin modificarea poziţiei roţilor din faţă şi frânarea concomitentă a unei roţi motoare; b – prin modificarea momentelor la roţile motoare.

În acest caz, virajul se obţine prin modificarea momentelor transmise roţilor motoare dispuse pe aceeaşi parte a tractorului, utilizând ambreiaje de direcţie.

10.2.3.Virajul tractoarelor pe şenile

9

Virajul tractorului pe şenile se realizează cu ajutorul mecanismului de direcţie, care modifică valoarea momentelor şi vitezelor roţilor motoare ale şenilelor.

Cinematica virajului

În figura 10.2.9. se reprezintă schema virajului tractorului pe şenile şi vitezele celor două şenile în timpul virajului.

În timpul virajului, roţile motoare ale şenilei din dreapta şi din stânga se rotesc cu viteze unghiulare diferite, din care cauză şi şenilele vor avea viteze diferite.Şenila care se deplasează cu o viteză mai mare (şanila înaintată) întoarce tractorul în partea şenilei cu o viteză mai mică (şenila întârziată).

Figura 10.2.9. – Schema virajului tractorului pe şenile

Virajul tractorului în jurul centrului de viraj O se efectuează cu viteza unghiulară ωv, dată de relaţia:

v’ωv = --- (10.11.)

R

în care:v’ – este viteza centrului Or al tractorului.R – este raza de viraj.

Mişcarea şenilei înaintate în jurul centrului de viraj O poate fi descompusă în două mişcări: o mişcare de rotaţie în jurul punctului O2 cu viteza unghiulară ωv

şi o mişcare rectilinie de translaţie cu viteza:

v2 = (R + 0,5 B) . ωv

unde:B – este ecartamentul tractorului.

10

Mişcarea şenilei întârziate în jurul centrului de viraj O poate fi, de asemenea, descompusă în două componnete: o mişcare de rotaţie în jurul centrului O1 cu viteza unghiulară ωv şi o mişcare rectilinie de translaţie cu viteza v1 = (R – 0,5 B) . ωv.

Între vitezele v1, v2 şi v’ există relaţia de legătură:

v2 v’ v1

----------- = --- = ----------- (10.12.) R + 0,5 B R R + 0,5 B

Momentul de rezistenţă la viraj

În timpul virajului, solul se opune atât mişcării de rotaţie cât şi de translaţie a şenilelor.

În timpul rotaţiei, şenilele deformează şi foarfecă solul într-o direcţie perpendiculară pe planul longitudinal de simetrie al tractorului, făcând să apară reacţiuni laterale, îndreptate în sens opus deplasării şenilelor.

Aceste reacţiuni se datoresc forţelor de forfecare, rezistenţelor la deformarea solului, rezistenţelor de forfecare a solului de către şenile şi pinteni şi deplasării solului forfecat.

În figura 10.2.10. se reprezintă schema pentru determinarea momentului de rezistenţă la viraj, presupunând că virajul se realizează pe un teren orizontal, fără forţă de tracţiune la cârlig, iar forţa centrifugă se neglijează.

Se consideră că presiunea pe sol raportată la unitatea de lungime a suprafeţei de sprijin a şenilelor este uniform repartizată şi constantă, fiind dată de relaţia:

Gt

p = ---- = const. [daN/m] (10.13.) 2L

în care:Gt – este greutatea de exploatare a

tractorului.L – este lungimea suprafeţei de sprijin a

şenilelor.Figura 10.2.10. – Schemă pentru determinarea momentului de rezistenţă la viraj

Asupra unei porţiuni elementare dx a şenilei acţionează sarcina normală elementară dGt = Gt/2L . dx şi reacţiunea laterală elementară μ . dGt (μ – coeficient

11

de rezistenţă la viraj, care ia în consideraţie toare reacţiunile laterale ale drumului asupra şenilelor în timpul virajului).

În raport cu mijlocul suprafeţei de sprijin, reacţiunea laterală elementară dă naştere la un moment elementar de rezistenţă la viraj dMr = μ . Gt/2L . x . dx.

Momentul de rezistenţă la viraj pentru cele două şenile va fi dat de relaţia:

L/2 Gt μ . G . LMr = 4 ∫ μ . ---- x . dx = ----------- [daN .m] (10.14.)

0 2L 4

Coeficientul de rezistenţă la viraj μ depinde de proprietăţile mecanice ale solului, de construcţia şenilei (zalele şi pintenii) etc..

În figura 10.2.11. esre reprezentată schema virajului tractorului pe şenile cu forţa la cârlig Fcr, care formează unghiul δ cu axa longitudinală a tractorului.

Datorită acestei forţe, centrele de rotaţie a şenilelor se deplasează faţă de centrul geometric al suprafeţei de sprijin cu xo.

Valoarea distanţei xo se determină din ecuaţia de proiecţie a forţelor pe o axă transversală:

μ.Gt Gt

----- (0,5 L + x) = μ --- (0,5 L + xo) + Fcr . sinδv

L L

Figura 10.2.11. – Virajul tractorului pe şenile cu forţă la cârlig

de unde rezultă:

Fcr . L . sinδ xo = ---------------

2μ . G

Momentul de rezistenţă la viraj, în acest caz, va fi:

12

0,5L+xo Gt 0,5L-xo Gt Mr = ∫ μ . ---- . x . dx + ∫ μ . ---- . x dx =

0 L 0 L

μ . G . L 2xo

= ----------- [1 + (-----)2] (10.14.’)4 L

Dacă se consideră şi momentul componenţei transversale a forţei de tracţiune la cârlig, rezultă pentru momentul rezultant de rezistenţă la viraj relaţia:

μ . Gt . L 2xo

Mrez = ----------- [1 + -----)2] + Fcr (l + xo) sin δ (10.14.”)4 L

Din relaţia (10.14.”) rezultă că pentru a avea un Mrez cât mai mic este necesară utilizarea unui dispozitiv de remorcare a cărui articulaţie să fie cât mai apropiată de punctul Or.

10.3.STABILIZAREA ROŢILOR DE DIRECŢIE

Pentru uşurinţa conducerii, mai ales la mersul pe distanţe lungi sau în cazul trecerii peste anumite obstacole care tind să scoată roţile din poziţia lor neutră, autovehiculul trebuie să aibă o bună ţinută de drum.

Un autovehicul care nu-şi ţine drumul necesită la mersul pe o traiectorie rectilinie o manevră continuă a volanului, obosind foarte mult conducătorul.

În scopul asigurării unei bune ţinute de drum a autovehiculului, roţile de direcţie se stabilizează.

Prin stabilizarea roţilor de direcţie se înţelege capacitatea lor de a-şi menţine direcţia la mersul în linie dreaptă şi de a reveni la această poziţie după ce au fost bracate sau deviate sub influenţa unor forţe perturbătoare.

Factorii de stabilizare pot fi naturali sau artificiali, realizaţi cu ajutorul diferitelor măsuri constructive.

Un factor natural de stabilizare îl constituie momentul elastic de stabilizare al anvelopei.

Dintre măsurile constructive, care dau naştere la momentul de stabilizare, rolul cel mai important îl au unghiurile de aşezare a roţilor şi pivoţilor.

În acest scop, roţile de direcţie şi pivoţii roţilor fuzetelor de direcţie prezintă anumite unghiuri în raport cu planul longitudinal şi transversal al autovehiculului.

La pivoţii fuzetelor se deosebesc două unghiuri: unghiul de înclinare longitudinal β şi unghiul de înclinare transversală δ (figura 10.3.1.).

13

Roţile de direcţie, ca şi pivoţii, prezintă două unghiuri: unghiul de cădere sau de carosaj α şi unghiul de convergenţă ρ.Valorile acestor unghiuri se stabilesc având în vedere caracteristicile concentrate ale autovehiculului considerat şi ale punţii din faţă aferente.

Figura 10.3.1. – Unghiurile de aşezare ale roţilor şi pivoţilor

Aceste unghiuri sunt corelate între ele, rezultând mai multe variante care asigură o bună stabilitate şi maniabilitate a autovehiculului şi, în acelaşi timp, o uzură redusă pentru pneuri.

10.3.1.Unghiul de înclinare longitudinală al pivotuluiUnghiul de înclinare longitudinală al pivotului β (sau unghiul de fugă,

figura 10.3.1.a.) reprezintă înclinarea longitudinală a pivotului şi se obţine prin înclinarea pivotului în aşa fel încât prelungirea axei lui să întâlnească calea într-un punct A, situat înaintea punctului B de contact al roţii. Acest lucru permite să se folosească, pentru stabilizarea roţilor, reacţiunile laterale dintre pneu şi cale, rezultate în urma acţiunii forţei centrifuge (în timpul virajului), înclinării transversale a drumului sau unui vânt lateral. Unghiul de înclinare longitudinală al pivotului face ca, după bracare, roţile de direcţie să aibă tendinţa de revenire la poziţia de mers în linie dreaptă. În timpul virajului autovehiculului (figura 10.3.2.), forţa centrifugă Fc, aplicată în centrul de greutate, provoacă apariţia între roţi şi cale a reacţiunilor Y1 şi Y2, care se consideră că acţionează în centrul suprafeţei de contact a pneului.

Datorită faptului că pivorul este înclinat cu unghiul β, reacţiunea Y1 a unei roţi dă naştere la un moment stabilizator, dat de relaţia:

Ms = Y1 . a’ = Y1 . r . sin β (10.15.)

Acest moment caută să readucă roata în poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă.Prezenţa unghiului β face ca manevrarea autovehiculului să fie mai grea, deoarece la bracarea roţilor trebuie să se învingă momentul stabilizator.

Figura 10.3.2. – Schema virajului unui autovehicul şi a forţelor unui autovehicul şi a forţelor care dau naştere momentelor stabilizatoare ale roţilor datorită unghiului de înclinare longitudinală al pivotului

14

Reacţiunile laterale dintre pneu şi cale apar mai frecvent în urma acţiunii asupra autovehiculului a unor forţe centrifuge; de aceea momentul de stabilizare realizat prin înclinarea longitudinală a pivotului este proporţional cu pătratul vitezei şi poartă denumirea de moment stabilizator de viteză.

Cu cât pneurile sunt mai elastice, cu atât momentul stabilizator creşte, deoarece reacţiunea laterală se deplasează mai mult, faţă de centrul suprafeţei de contact.

Mărirea elasticităţii pneurilor se realizează, în general, prin scăderea presiunii lor interioare.

De aceea, la un automobil cu pneuri cu mare elasticitate, pentru a nu îngreuna prea mult manevrarea, unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β se micşorează, iar unele cazuri se adoptă pentru acest unghi valori nule sau chiar negative (ajungând până la – 1030’).

Valoarea unghiului β este de 3-90 la autovehiculele cu puntea rigidă şi de 1-3030’ la cele cu roţi cu suspensie independentă.

De asemenea, după cum s-a arătat, valoarea unghiului β este mai mare la autovehiculele având pneuri cu presiune mai mare decât la cele cu pneuri de joasă presiune.

10.3.2.Unghiul de înclinare transversală al pivotului

Unghiul de înclinare transversală (laterală) al pivotului δ (vezi figura 10.3.1.b.) dă naştere la un moment stabilizator care acţionează asupra roţilor bracate.

Datorită unghiului de înclinare transversală, la bracare roţile tind să se deplaseze în jos (în cazul unei bracări cu 1800, această deplasare ar avea valoarea egală cu h, figura 10.3.3.), dar deoarece acest lucru nu este posibil, întrucât roata se sprijină pe drum, rezultă o ridicare a pivotului, respectiv a punţii din faţă şi a cadrului (caroseriei).

Sub acţiunea greutăţii preluate de puntea din faţă, roţile tind să revină la poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă, care corespunde energiei potenţiale minime.Trebuie arătat că bracarea roţilor de direcţie necesită un lucru mecanic egal cu produsul dintre greutatea ce revine roţilor de direcţie şi mărimea ridicării punţii din faţă.Rezultă că stabilizarea roţilor de direcţie prin înclinarea laterală a pivoţilor necesită o creştere a efortului la volan şi respectiv o

înrăutăţire a manevrabilităţii autovehiculului.Figura 10.3.3. – Schema bracării roţii la care pivotul fuzetei are unghiul de înclinare transversală δ

15

Momentul de stabilizare depinde de greutatea care revine roţilor de direcţie şi de aceea se întâlneşte şi sub denumirea de moment de stabilizare a greutăţii.

Valoarea lui nu depinde nici de viteza de deplasare a autovehiculului, nici de coeficientul de aderenţă dintre pneu şi cale.

Momentul de stabilizare trebuie calculat pentru fiecare roată în parte, ţinându-se seama de unghiurile diferite de bracare ale roţilor, apoi acestea se însumează.

Trebuie arătat că unghiul de înclinare transversală a pivotului conduce la micşorarea distanţei c între punctul de contact al roţii cu solul şi punctul de intersecţie al axei pivotului cu suprafaţa de rulare (distanţă denumită deport, vezi figura 10.3.1.b.).

Aceasta conduce la reducerea efortului necesar manevrării volanului deoarece momentul rezistenţei la rulare, faţă de axa pivotului, se reduce în raportul b/a.

Valorile uzuale ale deportului sunt cuprinse între 40-60 mm, existând însă şi multe cazuri când se întâlnesc valori mai mici sau mai mari, în funcţie de raportul de transmitere al forţelor sistemului de direcţie.

Trebuie însă menţionat că la o reducere exagerată a deportului se reduce momentul stabilizator al roţilor de direcţie şi stabilitatea autovehiculului.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului la automobilele actuale are valori de 4-100.

10.3.3.Unghiul de cădere al roţii

Unghiul de cădere al roţii sau de carotaj α reprezintă înclinarea roţii faţă de planul vertical (figura 10.3.1.b.).

Acest unghi contribuie la stabilizarea direcţiei, împiedicând tendinţa roţilor de a oscila datorită jocului rulmenţilor.

Prin înclinarea roţii cu unghiul α, greutatea ce revine asupra ei Gr va da o componenţă Gr’ şi o componenţă orizontală H, care va împinge tot timpul rulmenţii către centru, făcând să dispară jocul lor şi reducând solicitările piuliţei fuzetei.

Totodată, unghiul α va micşora şi deportul c al roţii, ceea ce face ca momentul necesar bracării roţilor să fie mai mic şi să se obţină o manevrare mai uşoară a autovehiculului.

Valorile unghiului de cădere la autovehiculele care au suspensia cu punţi rigide variază la trecerea roţilor peste denivelările căii.

De asemenea, la unele autovehicule cu suspensie independentă a roţilor, unghiul de cădere variază cu sarcina.

Variaţia unghiului de cădere cu sarcina are loc şi la roţile punţii din spate când acestea sunt prevăzute cu anumite tipuri de suspensii independente.

De aceea, la unele automobile, unghiul de cădere trebuie măsurat cu autovehiculul încărcat cu o anumită sarcină, precizată în cartea tehnică a acestuia.

Valoarea unghiului de cădere este cuprinsă între 0-10.În cazuri mai rare, se adoptă şi valori negative, până la – 30’.

16

Valoarea unghiului de cădere se alege în corelare cu unghiul de convergenţă, astfel încât la deplasarea autovehiculului sub sarcină, să asigure paralelismul planelor de rotaţie ale roţilor.

În timpul exploatării autovehiculului, bucşele fuzetei şi ale pivotului se uzează, iar valoarea unghiului de cădere se micşorează, putând ajunge uneori la valori negative, chiar dacă iniţial el a avut o valoare pozitivă.

Unghiul de cădere conduce la o uzură mai pronunţată a pneurilor, datorită faptului că roata are tendinţa să ruleze divergent.

10.3.4.Unghiul de convergenţă al roţilor

Unghiul de convergenţă sau de închidere a roţilor din faţă ρ (figura 10.3.4.a.) este unghiul de înclinare în plan orizontal a roţii.

Valorile uzuale ale unghiului de convergenţă sunt cuprinse între 0030’, convergenţa optimă fiind o funcţie lineară de unghiul de cădere.În practică, convergenţa roţilor este exprimată prin diferenţa C = A – B, în care A şi B reprezintă distanţele între anvelopele sau jantele celor două roţi, măsurată în faţă şi în spatele roţilor la nivelul fuzetelor sau la cel indicat în cartea tehnică.

Figura 10.3.4. – Convergenţa roţilor de direcţie şi tendinţa de rulare divergentă a lor

Convergenţa roţilor este necesară pentru a compensa tendinţa de rulare divergentă a lor cauzată de unghiul de cădere.

Convergenţa se alege astfel încât în condiţii normale de deplasare roţile să aibă tendinţa să ruleze paralel.

Dacă convergenţa este prea mare, se produce o uzură excesivă a pneurilor şi, în acelaşi timp, cresc rezistenţele la înaintarea autovehiculelor, făcând să crească şi consumul de combustibil.

Tendinţa de rulare divergentă cauzată de unghiul de cădere se explică prin deformarea pneurilor în contact cu calea.

În acest caz ele au tendinţa de a rula la fel ca două trunchiuri de con (figura 10.3.4.b.) cu vârfurile în O1 şi O2.

Prin închiderea roţilor spre faţă, vârfurile trunchiurilor de con imaginare se deplasează în punctele O1’ şi O2’ anulând tendinţa de rulare divergentă a roţilor.

Valoarea convergentei este cuprinsă între 0,5 mm la autoturisme, ajungând la autocamioane şi autobuze până la 8-10 mm.

17

La autoevehiculele cu puntea motoare în spate mai există o tendinţă de rulare divergentă a roţilor datorită faptului că pivoţii nu sunt aşezaţi în planul roţii, ci sunt deplasaţi înspre interior cu distanţa l (figura 10.3.4.c.).

În timpul deplasării autovehiculului, fuzetele sunt împinse cu forţele F1, care vor acţiona în punctele P de articulaţie cu osia, iar rezistenţele la înaintare vor acţiona în punctele C, care se găsesc în planul median al roţilor (s-a neglijat unghiul de cădere α).

Din această dispunere rezultă la fiecare roată un moment M = R . l, care va căuta să imprime roţilor o rulare divergentă.

La autoturismele care au puntea în faţă, tendinţa se petrece tocmai invers, adică roţile caută să se închidă în faţă.

Din această cauză la unele din aceste automobile convergenţa este negativă.De asemenea, convergenţa roţilor elimină tendinţa lor de a oscila la viteze

mari.

10.4.TIPURI CONSTRUCTIVE DE SISTEME DE DIRECŢIE UTILIZATE LA AUTOMOBILE

10.4.1.Părţile componente şi clasificarea sistemelor de direcţie

În figura 10.4.1. se reprezintă schema sistemului de direcţie a unui automobil cu roţi cu suspensie dependentă.

Pentru a schimba planul roţilor de direcţie, conducătorul va acţiona asupra volanului 1.De la volan, mişcarea se transmite, prin intermediul axului volanului 2, la melcul 3, care angrenează cu sectorul dinţat 4.Pe axul sectorului dinţat se află levierul de direcţie 5, care este în legătură cu bara longitudinală de direcţie 6.Prin rotirea sectorului dinţat, deci şi a levierului de direcţie, bara longitudinală de direcţie va avea o mişcare axială într-un sens sau altul, în funcţie de sensul de rotaţie al sectorului dinţat.

Figura 10.4.1. – Părţile componente ale sistemului de direcţie

Bara longitudinală de direcţie este articulată cu un capăt de levierul de direcţie 5, iar cu celălalt de braţul 11 al fuzetei.

18

Braţul fuzetei este legat rigid de fuzeta 9, din partea stângă a automobilului, care se roteşte în jurul pivotului 10.

Prin deplasarea axială a barei longitudinale de direcţie, braţul fuzetei va roti fuzeta şi odată cu ea şi roata din stânga.

Legătura care există între fuzeta 9 şi futeza 13, prin intermediul levierelor 8 şi 14, şi bara transversală de direcţie 7 va produce rotirea fuzetei 13.

Volanul de direcţie este format, în general, din material plastic cu armură metalică, având forma circulară cu 1-3 spiţe prin care este prinsde axul său.

Diametrul volanului este cuprins între limitele 400 mm la autoturismele mici; 450 mm la autoturismele mijlocii şi mari; 500-550 mm la autobuze şi autocamioanele grele.

Axul volanului este format dintr-o bucată sau din două bucăţi, legate între ele printr-o articulaşie cardanică elastică de cauciuc.

Soluţia din două bucăţi se foloseşte atunci când caseta de direcţie nu se află în direcţia axului volanului.

Axul articulat amortizează într-o oarecare măsură trepidaţiile volanului la circulaţia pe drumuri cu denivelări pronunţate.

Din motive de securitate, începe să se răspândească la autoturisme soluţia cu coloana volanului deformabilă, sub acţiunea unui şoc puternic.

În general, s-a răspândit soluţia coloanei telescopice, compusă din două tuburi, care devin telescopice la o anumită forţă axială.

Patrulaterul format din osia 12, levierele fuzetelor 8 şi 14 şi bara transversală de direcţie 7 se numeşte trapezul direcţiei.

Mecanicmul de direcţie prezentat are patrulaterul direcţiei situat în spatele punţii din faţă.

Elementele componente ale sistemului de direcţie se împart în două grupe, în funcţie de destinaţia lor, şi anume:

mecanismul de acţionare sau comandă a direcţiei – care serveşte la transmiterea mişcării de la volan la levierul de direcţie;

transmisia direcţiei – cu ajutorul căreia mişcarea este transmisă de la levierul de direcţie la fuzetele roţilor.

Clasificarea sistemelor de direcţie se face după mai multe criterii, şi anume: locul de dispunere a mecanismului de acţionare, locul unde sunt plasate roţile de direcţie, tipul mecanismului de acţionare, particularităţile transmisiei direcţiei.

După locul de dispunere a mecanismului de acţionare a direcţiei se deosebesc sisteme de direcţie pe dreapta şi sisteme de direcţie pe stânga.

Volanul de direcţie este montat în partea opusă părţii pe care se circulă în ţara respectivă.

Acest mod de dispunere asigură conducătorului o vizibilitate mai bună a autovehiculelor care vin din faţă.

În majoritatea ţărilor, circulaţia se face pe partea dreaptă a drumurilor, iar volanul se montează în partea stângă.

19

Din locul unde sunt plasate roţile de direcţie, sistemele de direcţie se împart astfel:

la autovehiculele cu două punţi, pot fi directoare roţile punţii din faţă, roţile punţii din spate sau roţile ambelor punţi;

la automobilele cu trei punţi, pot fi directoare roţile punţii din faţă, roţile punţii din faţă şi ale punţii posterioare, sau roţile punţii din faţă şi ale punţii din mijloc;

la automobilele cu patru punşi, pot fi directoare roţile primelor două punţi, roţile primei şi a ultimei punţi sau roţile tuturor punţilor.

După tipul mecanismului de acţionare, sistemele de direcţie se clasifică în funcţie de:

o raportul de transmitere care poate fi constant sau variabil;o tipul angrenajului, întâlnindu-se mecanisme cu melc, cu şurub, cu manivelă

şi cu roţi dinţate;o tipul comenzii, care poate fi: mecanică, mecanică cu servomecanism

(hidraulic pneumatic sau electric) şi hidraulică.

După particularităţile transmisiei direcţiei clasificarea se face în funcţie de:

poziţia trapezului de direcţie în raport cu puntea din faţă, care poate fi anterior sau posterior;

construcţia trapezului de direcţie, care poate fi cu bară transversală de direcţie dintr-o bucată sau compusă din mai multe părţi.

10.4.2.Mecanismul de acţionare a direcţiei

Condiţiile impuse sistemului de direcţie sunt satisfăcute în mare măsură de construcţia mecanismului de acţionare, care trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

să fie reversibil pentru a permite revenirea roţilor de direcţie în poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă după încetarea efortului aplicat volanului;să aibă un randament ridicat în scopul uşurării conducerii; este indicat să aibă un randament mai mare de la volan la levierul de direcţie şi un randament mai redus de la levier la volan, pentru ca şocurile provocate roţilor de neregularităţile căii să fie absorbite în mare măsură în mecanism şi să se transmită cât mai atenuate la volan;să asigure caracterul şi valorile necesare ale raportului de transmitere;să aibă un număr minim de puncte de reglare, cu posibilitatea obligatorie de reglare a jocului dintre elementul conducător şi condus al mecanismului.

20

În figura 10.4.2. se reprezintă variaţia jocului j al mecanismului de acţionare a direcţiei în funcţie de unghiul de rotaţie al volanului, în cazul unui mecanism nou.

Ţinând seama că automobilul se deplasează mai mult în linie dreaptă, jocul j trebuie să fie minim, corespunzător acestei deplasări.În poziţiile extreme ale mecanismului jocul trebuie să crească pentru a nu se produce griparea mecanismului după uzură şi reglarea ulterioară, deoarece uzura maximă a elementului conducător

şi condus are loc în poziţia corespunzătoare mersului în linie dreaptă.Figura 10.4.2. – Variaţia jocului mecanismului de acţionare a direcţiei în funcţie de unghiul de rotaţie al volanului φ

Mecanismele de acţionare a direcţiei se clasifică în funcţie de tipul elementului conducător şi condus prin care se transmite momentul de la volan la axul levierului de direcţie. Ca element conducător se utilizează melcul cilindric, melcul globoidal, şurubul sau roata dinţată, iar ca element condus poate fi utilizat sectorul dinţat, sectorul elicoidal, rola, manivela, piuliţa sau cremaliera.

10.4.2.1.Mecanismul de acţionare a direcţiei cu melc globoidal şi sector dinţat central

În figura 10.4.3. este reprezentată construcţia unui mecanism cu melc globoidal şi sector central.

Melcul globoidal 2 este fixat prin caneluri pe arborele 7 al volanului şi angrenează cu sectorul dinţat 8.Sectorul dinţat este confecţionat dintr-o bucată cu axul 12 al levierului de direcţie.Mişcarea de la volan, prin intermediul arborelui acestuia, se transmite la melc, iar melcul, angrenând cu sectorul dinţat, roteşte într-o parte sau alta axul levierului de direcţie.

Figura 10.4.3. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu melc globoidal şi sector dinţat central

21

Piuliţa 6 serveşte la reglarea jocului axial al melcului care este montat în caseta de direcţie 1, prin intermediul a doi rulmenţi cu role conice 4 şi 11.

Buşonul 3 serveşte la introducerea librifiantului.Şurubul 5 serveşte la fixarea piuliţei 6 în poziţia corespunzătoare jocului

axial al rulmenţilor.Reglarea jocului angrenajului melc-sector dinţat se face prin rotirea

capacului 13 al casetei şi deci şi a axului 12 şi a sectorului 8 în jurul şurubului 10.Această rotire se face cu ajutorul şurubului excentric 9 şi al bucşei

excentrice 15.Rotirea se face până când jocul dintre melc şi sectorul dinţat este cel

prescris.Şurubul 14 serveşte la aşezarea sectorului dinţat într-o poziţie simetrică faţă

de melc.Forma globoidală a melcului este folosită pentru mărirea unghiului de rotire

a sectorului fără ieşirea acestuia din urmă din a ngrenarea cu melcul.Tot în acest scop, sectorul se construieşte uneori, cu trei dinţi, ceea ce c

onduce, în acelaşi timp, şi la mişcorarea presiunii specifice şi o o uzură mai redusă a angrenajului.

Principalul dezavantaj al acestor mecanisme, îl constituie valoarea redusă a randamentului.

La aceste mecanisme randamentul direct ηd este de aproximativ 0,5, iar cel invers ηi în jur de 0,4.

10.4.2.2.Mecanismul de acţionare cu melc globoidal şi rolă

La acest tip de mecanism, sectorul dinţat este înlocuit cu o rolă simplă, dublă sau triplă (în funcţie de efortul ce trebuie transmis), iar frecarea de alunecare se înlocuieşte prin frecare de rostogolire, ceea ce conduce la o creştere destul de importantă a randamentului (ηd = 0,65, iar ηi = 0,50).

Melcul globoidal 13 (figura 10.4.4.) este montat la capătul arborelui volanului şi se sprijină în casetă prin intermediul a doi rulmenţi 18 şi 19.

Rola 21 este montată pe bolţul 14, între braţele furcii 11, prin intermediul a doi rulmenţi cu role-ace.Furca 11 este executată dintr-o bucată cu axul 8 al levierului de direcţie 7, fixat cu piuliţa 9.Axul levierului de direcţie este montat în caseta 5 prin intermediul bucşei 13 şi al rulmenţilor cu role-ace 6.Garnitura de etanşare 10 împiedică intrarea impurităţilor la rulmenţii 6.

Figura 10.4.4. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu melc globoidal şi rolă

22

Garniturile de reglare 16, de sub capacul casetei 20, servesc la reglarea jocului axial al melcului.

Capacul, fixat cu şuruburile 15, acţionează asupra inelului exterior al rulmentului prin intermediul şaibei 17.

În capacul lateral al casetei 3 se găseşte şurubul 1, care intră într-un orificiu al arborelui levierului de direcţie de care se fixează cu piuliţa 4.

Reglarea jocului angrenajului dintre melcul globoidal şi rolă, care sunt montate excentric, se face prin şurubul de reglare 1 (asigurat cu piuliţa 2), care se deplasează axial rola împreună cu axul 8.

Pentru îmbunătăţirea contactului rolei cu suprafaţa elicoidală a melcului, axa rolei nu este aşezată perpendicualr pe axa levierului, ci sub un anumit unghi.

Jocul din angrenaj este variabil, deoarece sunt diferite razele generatoarei melcului şi a circumferinţei iniţiale pe care se deplasează rola.

În felul acesta jocul minim se obţine în poziţia medie a mecanismului, care corespunde mişcării rectilinii a automobilului.

La mecanismele de acţionare a direcţiei cu melc-sector şi melc-rolă, angrenarea fără joc este posibilă numai în poziţia medie a sectorului sau a rolei; la rotirea sectorului sau a rolei într-o parte sau alta, faţă de linia de mijloc, jocul se măreşte. Uzura maximă a melcului are loc în partea mijlocie a sa.

Pentru mărirea porţiunii de angrenare fără joc, la unele mecanisme de acţionare de tipul melc-rolă, melcul se montează pe arborele volanului cu o anumită excentricitate, în funcţie de unghiul de rotaţie a volanului.

10.4.2.3.Mecanismul de acţionare a direcţiei cu şuruburi- piuliţă-manivelă

În figura 10.4.5. se reprezintă construcţia mecanismului de acţionare cu şurub-piuliţă-manivelă, cu raportul de transmitere variabil.

La partea inferioară a axului volanului 1 se găseşte montat şurubul 2, pe care se află piuliţa 3.Manivela 6 este montată pe axul 4 al levierului de direcţie.La rotaţia volanului, piuliţa 3 se deplasează în lungul şurubului 2, iar manivela 6 împreună cu levierul de direcţie 5 se rotesc cu un anumit unghi.La acest tip de mecanism se reglează numai jocul axial al arborelui volanului.Datorită frecării dintre şurub şi piuliţă şi din articulaţia piuliţei cu manivela, randamentul acestui mecanism este scăzut.

Figura 10.4.5. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu şurub-piuliţă-manivelă

23

10.4.2.4.Mecanismul de acţionare cu şurub oscilant şi piuliţă

Şi acest tip de mecanism are un raport de transmitere variabil, care se micşorează la deplasarea piuliţei faţă de poziţia mijlocie.

În cazul rotaţiei volanului spre dreapta sau spre stânga raportul de transmitere nu variază uniform.

Pe axul volanului 4 (figura 10.4.6.), la partea inferioară, se găseşte o porţiune filetată 6 pe care se află piuliţa 5.

Manivela 7 este prevăzută cu o furcă cu două braţe în ale căror găuri intră umerii piuliţei.Manivela 7 este montată pe axul 8 al levierului de direcţie 9, care se sprijină pe caseta de direcţie prin intermediul unor bucşe.La partea superioară a axului 4 se găseşte montat volanul 1.Axul volanului este montat într-o cămaşă de protecţie prin intermediul unui rulment cu bile 2.Rulmentul se fixează în interiorul cămăşii de protecţie prin intermediul a două inele din cauciuc, realizându-se astfel un reazem oscilant al arborelui volanului.

Figura 10.4.6. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu şurub oscilant şi piuliţă

În timpul rotirii volanului şi deci şi a arborelui pe care este montat, piuliţa se deplasează în lungul şurubului, iar manivela se va roti cu un anumit unghi împreună cu axul levierului de direcţie.

La rotaţie, manivela descrie un cerc cu centrul pe axul levierului de direcţie.De asemenea, piuliţa, care este legată de manivelă, va trebui şi ea să descrie,

pe lângă mişcarea axială, o mişcare pe acelaşi cerc ca şi manivela.Aceasta este posibil tocmai datorită reazemului oscilant pe care se află

montat axul volanului, care, în timpul funcţionării deviază din poziţia mijlocie.La acest tip de mecanism lipseşte posibilitatea reglării jocului axial al axului

volanului.Mecanismul de acţionare cu şurub oscilant şi piuliţă se întrebuinţează la

automobilele de mare tonaj şi la troleibuze.

24

10.4.2.5.Mecanismul de acţionare cu şurub, piuliţă şi sector dinţat

Tendinţa de mărire a randamentului a dus la realizarea mecanismelor de acţionare la care frecarea cu alunecare dintre şurub şi piuliţă a fost înlocuită cu frecarea cu rostogolire.

Arborele volanului (figura 10.4.7.) este prevăzută la partea inferioară cu o porţiune filetată 1, care se sprijină în caseta de direcţie prin intermediul a doi rulmenţi cu role conice.

Piuliţa 8 şi partea filetată a axului volanului sunt prezentate cu un filet special cu profil semicircular.Prin suprapunerea canalelor piuliţei şi ale şurubului se formează un canal elicoidal care împreună cu tubul de ghidaj 5, se umple cu bile, asigurându-se circulaţia neîntreruptă a acestora.Piuliţa are tăiată la exterior o cremalieră 2, care angrenează cu sectorul dinţat 3, executat dintr-o bucată cu axul 4 al levierului de direcţie.Reglarea jocului axial al volanului se face cu ajutorul piuliţei 7, iar reglarea jocului dintre piuliţă şi sector se realizează prin intermdiul şurubului 6.Jocul dintre şurub şi piuliţă nu se reglează.Mecanismul permite obţinerea unui randament

direct, cu valoarea ηd = 0,8 – 0,85; cel invers ηi = 0,65 – 0,7.Figura 10.4.7. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu şurub, piuliţă şi sector dinţat

Greutatea şi dimensiunile de gabarit sunt destul de reduse.

10.4.2.6.Mecanismul de acţionare cu pinion şi cremalieră

Mecanismul de acţionare cu pinion şi cremalieră (figura 10.4.8.) se utilizează destul de des la autoturismele cu suspensie independentă a roţilor şi bară transversală de direcţie.

25

În felul acesta numărul articulaţiilor trapezului de direcţie se reduce la patru faţă de alte soluţii care necesită cel puţin şase articulaţii.Pinionul cu dinţi înclinaţi 8 al axului volanului 5 este montat pe doi rulmenţi radiali axiali 7, al căror joc se reglează cu ajutorul unor garnituri montate sub capacul inferior al casetei de direcţie.Cremaliera 9 este realizată pe o bară de secţiune circulară, care este introdusă în

ţeava de oţel 6.Figura 10.4.8. – Mecanismul de acţionare a direcţiei cu pinion şi cremalieră

Într-un carter se montează pinionul, iar în altul se montează o bucşă în lungul căreia se deplasează cremaliera.

Suportul de bronz 3 asigură angrenarea corectă înre pinion şi cremalieră.Jocul angrenajului se stabileşte cu ajutorul garniturilor 2.În orificiul din centrul suportului se montează plungerul de bronz 4, care

apăsat de arcul 10 pe cremalieră.Efortul produs de plunger nu trebuie să depăşescă o an umită valoare pentru

a nu provoca griparea, realizând numai frecarea neceasară în mecanism.Capetele cremalierei se ambalează cu barele oscilante prin articulaţii sferice.Burduful din cauciuc 1 împiedică pătrunderea murdăriei la angrenaj.Randamentul mecanismului este de 0,65 la transmiterea forţei de la volan la

levier şi de 0,59 la transmitere în sens invers.Raportul de transmitere este constant.Mecanismele de acţionare a direcţiei cu pinion şi cremalieră au o

reversibilitate mare; pentru micşorarea ei, unele mecanisme de acest fel sunt prevăzute cu un arc de readucere care se opune rotirii volanului şi reduce astfel din reversibilitate.

10.4.3.Transmisia direcţiei

Transmisia direcţiei este foarte mult influenţatză de tipul punţii din faţă.

10.4.3.1.Transmisia direcţiei în cazul punţii rigide

26

În figura 10.4.9. se reprezintă transmisia direcţiei în cazul punţii rigide.Caracteristic pentru această soluţie este faptul că bara transversală de direcţie 3 este confecţionată de regulă dintr-o bucată.Trapezul de direcţie, format din bara transversală 3, levierele fuzetelor 4 şi partea centrală a punţii din faţă, este un trapez posterior.

Figura 10.4.9. – Transmisia direcţiei în cazul punţii rigide

1 – levier de direcţie; 2 – bară longitudinală de direcţie; 3 – bară transversală de direcţie; 4 – levierele fuzetelor; 5 – fuzete; 6 – braţul fuzetei; 7 – mecanismul de acţionare.

În figura 10.4.10. se reprezintă schemele trapezelor de direcţie utilizate cel mai frecvent la automobilele cu punte rigidă.

Figura 10.4.10. – Diferite scheme ale transmisiei direcţiei la automobile cu punte rigidă

Tijele şi pârghiile care formează transmisia direcţiei sunt legate între ele prin articulaţii sferice, care mai au şi rolul de a elimina jocurile datorate uzurii şi de a amortiza şocurile transmise roţilor de direcţie de la cale.

Articulaţiile sferice se clasifică în funcţie de forma bolţului sferic, de cinematica elementelor şi de sistemul de reglare a jocului.

Bolţul poate avea capul sub formă sferică (figura 10.4.11.a., figura 10.4.11.b., figura 10.4.11.c., figura 10.4.11.e.) sau semisferică şi tronconică (figura 10.4.11.d.).

27

În funcţie de construcţia elementelor, articulaţiile pot avea cinematică simplă sau compusă.La articulaţiile cu cinematică simplă, capul sferic al bolţului efectuează, faţă de tija în care este montat, atât o mişcare în jurul axei longitudinale cât şi în jurul acelor care trec prin centrul sferei.În cazul articulaţiei cu cinematică compusă, mişcarea se poate descompune în două: una în jurul axei bolţului şi alta în

jurul axelor care trec prin centrul sferei şi sunt perpendiculare pe axa longitudinală.Figura 10.4.11. – Tipuri constructive de articulaţii sferice

1 – capul sferic al bolţului; 2 – pastile; 3 – arcuri de compensare.

Toate articulaţiile sferice cu bolţul cu capul sub formă sferică cu o cinematică simplă.

După sistemul de reglare a jocului, articulaţiile sferice pot fi: elastice şi tiă pană.

În cazul articulaţiilor elastice, jocurile datorate uzurii sunt compensate automat cu ajutorul unui arc, care poate acţiona axial (figura 10.4.11.b., figura 10.4.11.c., figura 10.4.11.d.) sau radial (figura 10.4.11.a.).

Diametrul sferei articulaţiilor se adoptă astfel: 20-24 mm la automobilele uşoare, 27-30 mm la automobilele mijlocii şi 32-35 mm la automobilele grele.

Intensitatea şocurilor ce se transmit mecanismului de acţionare a direcţiei şi volanului depinde de tipul constructiv al acestor articulaţii sferice.

Articulaţiile sferice trebuie unse periodic, din care cauză se prevăd cu un gresor.

În ultima vreme, pentru simplificarea întreţinerii în exploatare, se folosesc pe scară tot mai largă articulaţiile sferice capsulate (figura 10.4.11.e.).

La aceste articulaţii la partea sferică a bolţului şi pastilele au aplicate pe ele un strat din material plastic, de circa 2,5 mm, impregnat cu bisulfură de molibden pentru reducerea frecării.

Articulaţia este umplută la montare cu o unsoare pe bază de calciu şi capsulată.

10.4.3.2.Transmisia direcţiei în cazul punţii articulate

28

În cazul autoturismelor cu suspensie independentă a roţilor din faţă, este caracteristic faptul că bara transversală de direcţie este fracţionată în două sau mai multe părţi pentru a permite oscilaţii pe verticală fiecărei roţi separate.

Transmisia direcţiei în cazul suspensiei cu roţi independente are un număr mai mare de articulaţii în comparaţie cu transmisia direcţiei în cazul unei punţi rigide, datorită faptului că bara transversală de direcţie nu este dintr-o bucată.

În figura 10.4.12.a. este reprezentată transmisia direcţiei, la care mecanismul de acţionare 1 imprimă levierului de direcţie 2 o mişcare de rotaţie ce este transmisă pârghiei unghiulare 3, care este articulată de bara transversală de direcţie, compusă din două părţi 4 şi 5.

La soluţia din figura 10.4.12.b., bara transversală de direcţie se compune dintr-o parte centrală 4 şi două părţi laterale 2 şi 6, legate la braţele fuzetelor 1 şi 7.

Transmisia direcţiei mai cuprinde levierul de direcţie 5 (elementul conducător) şi pârghia pendulară 3.În figura 10.4.12.c. bara transversală de direcţie este compusă din două părţi 2 şi 5, legate cu capetele interioare de pârghia centrală 3, iar cu cele exterioare de braţele fuzetelor 1 şi 6.Elementul conducător îl constituie levierul de direcţie 7, care, prin intermediul barei 4, transmite mişcarea pârghiei centrale 3.

Figura 10.4.12. – Transmisia direcţiei la automobilele cu suspensie independentă a roţilor

10.4.4.Servodirecţii utilizate la automobile

La unele automobile (autocamioane şi autobuze de mare capacitate şi unele autoturisme de clasă superioară) se utilizează mecanisme de comandă a direcţiei prevăzute cu servomecanisme hidraulice.

Servomecanismele de direcţie reduc forţa necesară pentru manevrarea volanului, contribuind astfel la uşurarea conducerii automobilului şi la amortizarea oscilaţiilor mecanismului de direcţie.

Servomecanismele de direcţie trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: dacă volanul este oprit într-o anumită poziţie, poziţia roţilor de direcţie să rămînă neschimbată; să existe corespondenţă între viteza de rotire a volanului şi cea de bracare a roţilor de direcţie; în cazul în care servomecanismul nu funcţionează (pompa instalaţiei este defectă sau mootrul este oprit), trebuie să permită conducerea automobilului direct de la volan.

29

În funcţie de modul de realizare a servomecanismului se deosebesc două tipuri de servodirecţii.

La primul tip, servomecanismul este realizat separat de mecanismul de acţionare a direcţiei, el acţionând asupra organelor de transmitere a direcţiei.

Cel de-al doilea tip de servodirecţie are sevomecanismul la un loc cu mecanismul de acţionare a direcţiei.

Servodirecţia ZF 8065 utilizată la automobilele ROMAN

Este reprezentată în figura 10.4.13. şi se compune, în principal, din caseta de direcţie propriu-zisă 10 (în care se găseşte şi servomecanismul hidrualic), pompa de înaltă presiune 3, rezervorul de ulei 13, volanul 1 cu axul 2 şi conductele de legătură 4, 5 şi 12.

Caseta de direcţie propsiu-zisă (figura 10.4.14.) este compusă din carcasa 1, prevăzută la interior cu un cilindru în care se deplasează pistonul 2, ce transformă mişcarea de rotaţie a axului volanului într-o mişcare de translaţie şi o transmite sectorului dinţat 29, pe al cărui ax este montat levierul de direcţie.

Figura 10.4.13. – Ansamblul servodirecţiei ZF 8065

1- volan; 2 – axul volanului; 3 – pompă de înaltă presiune; 4 – conductă de legătură dintre pompă şi rezervor; 5 – conductă de legătură dintre pompă şi caseta de direcţie; 6 – carcasa angrenajului în unghi; 7 – supapă de retur; 8 – trompă; 9 – mecanismul supapelor servodirecţiei; 10 – caseta de direcţie propriu-zisă; 11 – levierul de direcţie;

30

12 – conductă de retur pentru ulei; 13 – rezervorul de ulei.

Figura 4.14.14. – Caseta de direcţie propriu-zisă şi mecanismul supapelor de la servodirecţia ZF 8065

1 – carcasa casetei; 2 – piston; 3 – piuliţă de direcţie; 4 – canal de recirculare a bilelor; 5 – garnitură de etanşare;

6 – garnitură pentru îndepărtarea uleiului; 7 – şurub conducător; 8 – capac interior; 9 – cilindru pentru supapele sertăraş; 10 – supapă;

11 – rulment cu ace; 12 – inelul interior al rulmentului 17; 13 – inelul exterior al rulmentului 17; 14 – manşetă de obturare;

15 – axul de antrenare; 16 – carcasa mecanismului supapelor; 17 – rulment cu bile; 18 – garnitură de etanşare inelară;

19 – bară de torsiune; 20 – supapă tip piston; 21 – blocul portsupape; 22 – garnitură de etanşare; 23 – şaibă de protecţie; 24 – rulment axial cu ace; 25 – garnitură inelară;

26 – piuliţă inelară; 27 – bile; 28 – bolţ de antrenare; 29 – sector dinţat.

Pentru aceasta, pistonul este prevăzut la partea exterioară cu o dantură prin care angrenează cu sectorul dinţat 29, iar la partea interioară cu un locaş cilindric în care intră şurubul conducător 7.

În interiorul pistonului se găseşte şi piuliţa de direcţie 3, montată cu ajutorul piuliţei 26.

Transformarea mişcării de rotaţie a şurubului în mişcare axială a pistonului se face cu ajutorul bilelor 27 şi al piuliţei 3.

31

În carcasa 16, montată pe caseta de direcţie, se găseşte mecanismul supapelor servodirecţiei, etanşat prin capcul interior 8 şi garniturile de etanşare 22 şi 25.

Acest mecanism este compus din: blocul portsupape 21, supapele 20, axul de antrenare 15 şi bara de torsiune 19.

Blocul portsupape 21 face corp comun cu şurubul conducător 7 şi conţine, îmn planul transversal, doi cilindri 9 (superior şi inferior), corespunzător celor două supape.

Supapele 20 sunt dfe tip piston-sertăraş, cea de sus permiţând trimiterea uleiului în spaţiuş dintre caseta de direcţie şi partea din dreapta pistonului, iar cea de jos trimiterea uleiului în spaţiul dintre caseta de direcţie şi partea din stânga a pistonului 2.

Axul de antrenare 15 este prevăzut cu două capuri ce intră în orificiile radiale de la mijlocul supapelor-sertăraş, în scopul acşionării lor.

Bara de torsiune 19 este montată rigid atât pe şurubul conducător 7 cât şi pe axul de antrenare 15.

Ea are rolul de a transmite momentul de răsucire de la axul volanului şi şurubul conducător, precum şi de a readuce în poziţie neutră supapele-sertăraş 20, atunci când conducătorul auto nu mai acţionează asupra volanului.

Angrenajul în unghi, montat într-o carcasă, fixată pe caseta de direcţie prin intermediul unei trompe, este format din două pinioane conice.

În continuare, se prezintă funcţionarea servodirecţiei, considerând schematic mecanismul supapelor la partea superioară, în scopul înlesnirii observării legăturilor dintre cilindrul casetei de direcţie şi supape (figura 10.4.15.).

La deplasarea automobilului în linie dreaptă (figura 10.4.15.a.), supapele-sertăraş 11 şi 12 se găsesc în poziţie neutră, iar centrele găurilor lor radiale de antrenare 7 sunt în linie cu centrul găurii centrale 8 a blocului portsupape.În această situaţie sunt deschise atât orificiile de debitare 10 şi 13 din dreapta supapelor, cât şi orificiile de refulare 9 şi 6 din stânga supapelor-sertăraş.Pompa de înaltă presiune 15 trimite uleiul în spaţiul din jurul blocului supapelor, prin conducta 14.

Figura 10.4.15. – Funcţionarea servodirecţiei ZG 8065

a – poziţia elementelor servodirecţiei la mersul în linie dreaptă;b – poziţia servodirecţiei la virarea la dreapta; 1 – carcasa casetei;

2 – piston; 3 – canal de recirculare a bilelor; 4 – bile; 5 – şurub conducător;6 – orificiu de refulare; 7 – orificiu radial de centrare a supapei;8 – canalul central al blocului supapelor; 9 – orificiu de refulare;

10 – orificiu de debitare; 11 şi 12 – supape-sertăraş; 13 – orificiu de debitare; 14 – conductă de debitare; 15 – pompă cu palete; 16 – rezervor de ulei;

32

17 – supapă de presiune; 18 – supapă de reglare a debitului de ulei;19 – conductă de refulare; 20 – arbore de antrenare; 21 – bară de torsiune;

22 şi 23 – canale de legătură cu spaţiul din stânga, respectiv dreapta pistonului; 24 – sector dinţat; 25 – bloc portsupape; 26 – ax sector dinţat.

De aici, o parte trece prin orificiul de debitare 10, deschis de supapa superioară 11, şi prin canalul 23 intră în caseta de direcţie, în spaţiul din dreapta pistonului 2.

O altă parte din ulei trece prin orificiul 13, deschis de supapa inferioară 12, şi prin canalul 22 intră în caseta de direcţie, în spaţiul din stânga pistonului 2.

Datorită faptului că presiunea uleiului din ambele părţi ale pistonului este aceeaşi, acesta rămâne fix, iar angrenarea cu sectorul dinţat 24 se face în poziţia mijlocie (neutră).

După umplerea spaţiilor menţionate, uleiul debitat de pompa 15 se întoarce în rezervorul de ulei direct din canalele de debitare, prin orificiile 6 şi 9, canalul central 8 al blocului supapelor şi conducta de refulare 19.

La acţionarea volanului pentru virarea la dreapta (figura 10.4.15.b.), cepurile arborelui de antrenare 20 deplasează supapa superioară 11 spre dreapta, în acelaşi timp, deplasează spre stânga supapa inferioară 12, închizând atât orificiul de debitare 13, cât şi orificiul de refulare 6.

În acest caz, uleiul sub presiune este trimis în caseta de direcţie numai în dreapta pistonului 2, prin orificiul 10 şi conducta 23, realizând deplasarea pistonului spre stânga şi rotirea sectorului dinţat şi, în consecinţă, virarea automobilului la dreapta.

În timpul deplasării pistonului, uleiul aflast în partea stângă a acestuia este refulat către rezervorul de ulei 16 prin conducta 22, orificiul de refulare 9, canalul central 8 al blocului supapelor şi conducta 19.

Pompa de înaltă presiune poate fi pompă cu palete, antrenată de arborele motor prin curea trapezoidală, sau pomă cu pinioane cu dantură interioară, antrenată de arborele compresorului.

10.7.CALCULUL SISTEMULUI DE DIRECŢIE

10.7.1.Rapoartele de transmitere ale sistemului de direcţie

Rapoartele de transmitere ale sistemului de direcţie constituie unul dintre parametrii principali utilizaţi la aprecierea direcţiei.

La un sistem de direcţie se deosebesc două rapoarte de transmitere şi, anume: raportul de transmitere unghiular şi raportul de transmitere al forţelor.

Raportul de transmitere unghiular iω

Reprezintă raportul dintre unghiul de rotaţie al volanului şi unghiul mediu de bracare a roţilor de direcţie.

Raportul de transmitere unghiular poate fi exprimat, în funcţie de rapoartele de transmitere ale mecanismelor ce compun sistemul de direcţie, cu relaţia:

33

iω = ia . it (10.16.)

în care:ia – este raportul de transmitere al mecanismului de acţionare a direcţiei.it – este raportul de transmitere al transmisiei direcţiei.

Raportul de transmitere al mecanismului de acţionare a direcţiei este definit ca raportul dintre unghiul de rotaţie al volanului şi unghiul de rotaţie a axului levierului de direcţie. În funcţie de tipul constructiv al mecanismului de acţionare, raportul de transmitere poate fi constant sau variabil.

La autovehiculele actuale raportul de transmitere ia = 12 – 22 pentru autoturisme şi ia = 16 – 32 pentru celelalte tipuri de autovehicule.

Raportul de transmitere al transmisiei direcţiei se poate exprima în funcţie de raportul de transmitere al trapezului de direcţie şi raportul de transmitere de la levierul de direcţie la fuzetă.

Pentru calcule aproximative se poate considera că raportul d etransmitere al transmisiei direţiei este dat de relaţia:

l1

it = --- (10.17.) l2

în care:l1 – este lungimea braţului fuzetei.l2 – este lungimea levierului de direcţie.

La sistemele de direcţie exustente acest raport este cuprins între 0,85-1,1.La autoc amioane bracarea maximă a roţilor de direcţie nu depăşeşte 40-450,

în fiecare parte, corespunzător unei răsuciri a volanului de 1,5-3,5 ori.

Raportul de transmitere al forţelor iF

Reprezintă raportul dintre suma forţelor ce acţionează asupra celor două roţi de direţcie Fr, în punctele de contact cu solul şi efortul aplicat de conducător asupra volanului Fv, adică:

Fr

iF = --- (10.18.) Fv

Dacă se ţine seama de relaţiile dintre forţe şi momente, pentru volan şi axa pivotului roţii, se poate scrie:

34

Mr

Fr = --- (10.19.) c Mv

Fv = --- (10.20.) Rv

în care:Mr – este momentul necesar pentru a fi aplicat fuzetei în scopul bracării

roţilor.Mv – este momentul la volan.c – este deportorul.Rv – este raza volanului.

Înlocuindu-se în relaţia raportului de transmitere iF, forţele Fr şi Fv şi ţinând seama că Mr = iω . Mv, rezultă:

Mr Rv Rv

iF = ---- . ---- = iω . ---- (10.21.) Mv c c

Cu cât este mai mare iF, cu atât acţionarea volanului cere un efort mai redus.La construcţiile actuale de autovehicule iF = 100 ÷ 300.

10.7.2.Calculul de rezistenţă al elementelor sistemului de direcţie

Calculul de rezistenţă al elementelor componente ale mecanismului de direcţie se face în ipoteza că efortul tangenţial maxim Fv care se aplică de către conducătorul volanului poate atinge valoarea de 40 daN.

Axul volanului 2 (figura 10.7.1.)

35

Figura 10.7.1. – Schema de calcul a mecanismului de direcţie

Este solicitat la răsucire de către momentul:

Mt = Fv . Rv = 40 . Rv (10.22.) în care:

Rv – este raza volanului 1.

Solicitarea la răsucire este dată de relaţia:

Mt Fv . Rv

τt = ---- = --------- (10.23.) Wτ Wτ

Ţinând seama că sxul volanului este executat sub forma unei ţevi, relaţia pentru calculul modulului de rezistenţă la răsucire al secţiunii axului va fi:

π D4 – d4

Wτ = --- . --------- (10.24.) 16 D

în care:D – este diametrul exterior al ţevii.d – este diametrul interior al ţevii.

Se admite o solicitare τat = 400 ... 500 daN/cm2.

Levierul de direcţie 4

Este solicitat de forţa F1 la încovoiere şi la răsucire.Această forţă de la extremitatea levierului de direcţie se datoreşte forţei Fv ce

acţionează asupra volanului şi care este multiplicată de către mecanismul de acţionare a direcţiei (caseta de direcţie) cu raportul de transmitere ia.

Forţa F1 se determină din ecuaţia de momente în raport cu axul 3 al levierului de direcţie, şi anume:

Fv . Rv . ia = F1 . l3 (10.25.)

de unde:

Fv . Rv . ia

F1 = ------------ (10.26.)

36

l3

Secţiunea periculoasă a levierului este la distanţa l3’ faţă de punctul de aplicaţie al forţei unde momentul încovoietor este:

Mi = F1 . l3’ (10.27.)

iar efortul unitar la încovoiere:

Mi F1 . l3’σi = ----- = --------- (10.28.)

Wσ Wσ’

Datorită faptului că forţa F1 acţionează la distanţa c faţă de axa levierului, ea va da naştere la momentul de răsucire:

Mt = F1 . cτ (10.29.)

iar solicitarea corespunzătoare acestui moment va fi:

Mt F1 . cτt = ----- = ------- (10.30.)

Wτ Wτ

Levierul de direcţie are, în general, o secţiune de formă eliptică, iar modulele de rezistenţă la încovoiere şi torsiune sunt date de expresiile:

π . a2 . b π . a . b2

Wσ = ----------- şi Wτ = ----------- (10.31.) 4 16

Se admit pentru levier următoareşe solicitări:

σai = 3500 – 4500 daN/cm2 şi

τat = 600 ... 750 daN/cm2

Bara longitudinală de direcţie 5

Este solicitată de forţa axială F1 la compresiune şi la flambaj.

Efortul unitar la compresiune va fi dat de relaţia:

F1

σo = --- (10.32.) A

37

iar verificarea la flambaj s eface cu relaţia:

π2 . E . Iσf = ----------- (10.33.)

l12 . A

în care:A – este suprafaţa secţiunii transversale a barei longitudinale de direcţie.E – este modulul de elasticitate al materialului.I – este momentul de inerţie al secţiunii barei longitudinale de direcţie.l1 – este lungimea barei longitudinale de direcţie.

Coeficientul de siguranţă la flambaj se recomadă să nu fie mai mic decât 5, adică:

σf

c = --- ≥ 5 σc

Bara transervală de direcţie 2 (figura 10.7.2.)

Este solicitată la fel ca bara longitudinală de direcţie, la compresiune şi la flambaj de către forţa F2.Din ecuaţia de momente în raport cu punctul O rezultă relaţia pentru forţa F2:

hF2 = F1 . --- (10.34.)

h1

Figura 10.7.2. – Schema de calcul a trapezului direcţiei

iar eforturile unitare la compresiune şi flambaj vor fi:

F2

σc = ---- (10.35.) A1

π2 . E . I

38

σf = ----------- (10.36.) l2

2 . A1

în care:A1 şi l2 – sunt secţiunea transversală şi respectiv lungimea barei transversale

de direcţie.

Coeficientul de siguranţă la flambaj nu trebuie să fie mai mic decât 5, adică:

σf

c = --- ≥ 5 (10.37.) σc

Braţul fuzetei 3 şi levierele fuzetelor 2 se calculează la încovoiere.

39