universitatea transilvania din brasov
TRANSCRIPT
Universitatea Transilvania din Brasov
Facultatea de Inginerie Mecanică
Ing. Gheorghe S. PETRACHE
Cercetări privind optimizarea constructiv-functionala a
puntilor autoturismelor moderne
Research concerning constructive-functional optimization of
the modern car axles
Conducător ştiinţific
Prof.dr.ing. Anghel CHIRU
BRASOV, 2011
MINISTERUL EDUCAŢIEI, CERCETARII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
D-lui (D-nei) ..............................................................................................................
COMPONENŢA
Comisiei de doctorat
Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov
Nr. ........ din ....................
PREŞEDINTE: Prof.univ.dr.ing.ec. Corneliu COFARU
PORODECAN Facultatea de Inginerie Mecanică
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof.univ.dr.ing. Anghel CHIRU
Universitatea ”Transilvania” Brașov
REFERENŢI: Prof.univ..dr.ing.Ion TABACU
Universitatea din Pitești
Cercet. pr. I, dr.ing. Doru COMAN
Renault Technologie Roumanie
Prof.univ.dr.ing Ion VIȘA
Universitatea ”Transilvania” Brașov
Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: Centrul Internațional
de Conferințe al Universității “Transilvania” din Brașov, Bulevardul Iuliu Maniu,
Nr.41A, ora 11:00, sala U-II-3, data: 21.09.2011
Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să
le transmiteţi în timp util, pe adresa de e-mail: [email protected]
Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de
doctorat.
Vă mulţumim.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA BRAŞOV
Rezumat TEZĂ
CERCETĂRI PRIVIND OPTIMIZAREA CONSTRUCTIV-FUNCłIONALĂ A PUNłILOR AUTOTURISMELOR MODERNE
Doctorand Îndrumător Inginer PETRACHE Gheorghe Profesor Dr. Ing. CHIRU Anghel 2011
CUVÂNT ÎNAINTE
În această teză de doctorat s-a urmărit în principal prezentarea şi utilizarea de noi concepte privind
optimizarea constructiv-funcţională a punţilor autoturismelor moderne, prin studiul posibilităţilor de simulare
virtuală şi de investigare experimentală a acestora.
Principalele obiective avute în vedere la elaborarea lucrării au fost:
- stadiul actual în domeniul concepţiei punţilor autoturismelor;
- o prezentare unitară a metodologiei de abordare a concepţiei punţilor;
- încadrarea activităţilor legate de concepţia punţilor în cadrul ciclului general de dezvoltare pentru
vehicul, sistem, organ;
- realizarea unei sinteze privind reducerea emisiilor de CO2 pentru variantele de punţi noi
comparativ cu punţile serie;
- o analiză a stadiului actual privind utilizarea sistemelor CAD/CAM/CAE în cadrul validării
virtuale a punţilor;
- calculul cinematic şi dinamic pentru determinarea parametrilor cinematici şi de solicitare ai
punţilor şi componentelor acestora;
- calculul de dimensionare şi de validare al punţilor;
- stabilirea unei metodologiei de lucru, configurarea unui lanţ de măsurători şi desfăşurarea
cercetărilor experimentale în domeniul punţilor automobilelor;
- utilizarea unor softuri specializate în vederea studiului teoretic şi experimental în domeniul
dinamicii punţilor automobilelor şi componentelor acestora;
- validarea experimentală a fiabilităţii punţilor comparativ cu cea virtuală;
- elaborarea şi aplicarea unei metodologii unitare şi coerente de studiu teoretic şi experimental în
vederea determinării frecvenţelor proprii ale punţilor şi componentelor acestora;
- calculul privind analiza comparativă pentru evaluarea ecartului de prestaţie acustică a noilor
soluţii de punţi;
- studiul teoretic şi experimental privind transferul vibrator de la sistemul de rulare la caroserie;
- prezentarea unor criterii de apreciere a calculului zgomotului de frânare, având la baza experienţa
acumulată în acest domeniu până momentul actual, pentru montajul de roată de la puntea faţă;
Pentru îndrumarea permanentă şi deosebit de competitivă pe tot parcursul lucrării, îi mulţumesc pe
această cale domnului prof. dr. ing. Anghel CHIRU.
Mulţumesc cadrelor didactice din catedrele de automobile ale Universităţii Transilvania din Braşov şi
ale Universităţii din Piteşti pentru sprijinul acordat în realizarea acestei lucrări.
De asemenea, mulţumesc tuturor celor, care într-o formă sau alta, m-au ajutat, m-au susţinut
permanent şi mi-au creat condiţiile necesare pentru elaborarea tezei de doctorat şi nu în ultimul rând doresc
să mulţumesc familiei pentru înţelegerea acordată.
Piteşti, 2011 inginer Gheorghe PETRACHE
CUPRINS Introducere ……………………………………………………………………………………………….. 1
1. ASPECTE GENERALE PRIVIND DEZVOLTAREA AUTOMOBILELOR
1.1. Datele tehnice ale automobilului…………………………………………………………….. 3
1.2. Zone de arhitectura ale automobilului......................................................................................... 4
1.3 Structurarea automobilului........................................................................................................... 4
1.3.1. Nivelul superior – Caroserie ....................................................................................... 4
1.3.2 Nivelul superior- Legătura cu solul.............................................................................. 4
1.4. Fazele realizari produsului .........................................................................................................4
1.6. Ciclul de dezvoltare în V cu 8 nivele ..........................................................................................5
1.7. Prezentarea principalelor elemente supuse studiului.................................................................. 8
1.7.2. Descrierea punţilor...................................................................................................... 8
a) puntea fata ……………………………………………………………..…………8
b) puntea spate……………………………………………………………………… 9
1.7.1. Elemente de caroserie ................................................................................. ……… 11
1.8. Influenţa punţilor la emisiile de CO2 ............................................................................ 12
2. PROCEDEE DE CONCEPERE A PUNŢILOR AUTOMOBILELOR 2.1. Introducere……………………………………………………………………………………. 13
2.2. Procesul „tradiţional” de concepţie .......................................................................................... 14
2.3. Evolutia procesului de conceptie a puntilor……...................................................................... 21
2.4. Tipuri de calcule utilizate la dimensionarea şi validarea punţilor…………………………….. 20
2.4. Concluzii ................................................................................................................................... 23
3. PROCESUL DE DEZVOLTARE ŞI VALIDARE A FIABILITĂŢII PUNŢILOR 3.1. Noţiuni de fiabilitate …………………………………………………………………………. 24
3.1.1. Obiective standard de fiabilitate la client ...................................................................... 24
3.1.2. Obiectivul de fiabilitate la încercări şi numarul de piese de testat .......................... 24
3.1.3. Corelarea între obiectivul de fiabilitate la client şi obiectivul de fiabilitate
prin încercări........................................................................................................................... 25
3.2. Mijloacele de incercare………………………………………………………………………… 25
3.3. Procesul de validare a fiabilitatii ................................................................................................ 25
3.3.1 Procesul fizic de validare a fiabilităţii........................................................................... 25
3.3.2 Procesul virtual de validare a fiabilităţii ...................................................................... 26
3.4. CALCULUL CINEMATIC ŞI DINAMIC AL PUNŢILOR ....................................................26
3.4.1. Simularea dinamică şi statică a vehiculelor.................................................................. 26
3.4.2. Determinarea parametrilor elasto-cinematici ai punţilor.............................................. 26
3.4.3 Determinarea solicitarilor statice si dinamice in punti ................................................. 27
3.5. INCERCAREA PUNTILOR..................................................................................................... 27
3.5.1. Incercarea la oboseala a puntii spate ........................................................................... 27
Desciere încercare ........................................................................................ .27
Interpretarea rezultatelor obţinute.................................................................. 27
3.5.2. Încercarea la oboseală a portfuzetei punţii faţǎ ........................................................... 27
Interpretarea rezultatelor obţinute................................................................... 28
3.6 CALCULUL DE DIMENSIONARE SI VALIDARE AL PUNTILOR…………………….. 28
3.6.1 Calculul portfuzetei faţă............................................... ................................................ 28
Consideraţii privind calculul portfuzetei ....................................................... 28
Realizarea modelului de calcul....................................................................... 29
a) Condiţiile la limită.......................................................................... 29
b) Încărcări......................................................................................... 29
c)Proprietăţi de material …………………………………………… 29
Rezultate obţinute prin calcul.......................................................................... 30
a)Rezultate calculul static.................................................................... 30
b)Rezultatele calculului de anduranţă……………………………… 30
Concluzii ……………………………………………………………………. 31
3.6.2 Calculul braţului inferior al punţii faţă............................................................................31
Rezultate obţinute prin calcul.......................................................................... 32
a)Rezultate calculul static33
b)Rezultatele calculului de anduranţă……………………………… 35
Rezultatele calculului de oboseală.................................................................. 35
Concluzii.......................................................................................................... 35
3.6.3. Calcul de oboseală pentru puntea spate......................................................................... 36
Realizarea calcului........................................................................................... 36
Rezultatele obtinute prin calcul…................................................................... 36
Concluzii.......................................................................................................... 36
4. PROCESUL DE DEZVOLTARE VIBRO-ACUSTICĂ 4.1 Introducere 51
4.2. Analiza modala a puntilor………………………………………….............................................. 38
4.2.1. Consideraţii privind analiza modală................................................................................38
4.2.2. Analiza modală................................................................................................................38
4.2.3. Utilizarea metodei elementelor finite in analiza modală.................................................39
4.3. Calculul modurilor proprii a punţilor si s pieselor componente.....................................................40
4.3.1. Rezultate obtinute prin calcul de analiza modala pentru cele doua variante de discuri .41
4.3.2. Rezultate calculului de analiză modală pentru portfuzeta...............................................42
4.3.3 Rezultate calculului de analiză modală pentru braţul inferior.......................................43
4.3.4 Rezultate calculului de analiză modală pentru puntea spate.........................................43
4.3.5 Rezultate calculului de analiză modală pentru puntea spate asamblata în varianta
varianta ECO…………………………………………………………………….. ….. 43
4.3.6. Concluzii......................................................................................................................... 45
4.4. Masurarea frecventelor proprii ale puntilor si ale pieselor componente ........................................46
4.4.1 Mijloace de măsurare........................................................................................................46
Măsurarea frecvenţelor proprii ale discului de frâna ventilat....................................... 46
Măsurare frecvenţelor proprii la roata din tabla de 13’’................................................47 Masurare Frecvenţe proprii pentru brat pe directia x....................................................47
Masurare Frecvenţe proprii pentru brat asamblat pe directia x…………………….... 47
Masurare Frecvenţe proprii pentru montaj de roata fata pe directia y..........................48
Măsurarea frecvenţelor proprii pentru puntea osia spate..............................................48
4.4.3 Concluzii...........................................................................................................................48
5 . CALCULUL ZGOMOTULUI DE RULARE (INERTANTEI) 5.1. Analiza în frecvenţă .......................................................................................................................49
5.2. Inertanţa..........................................................................................................................................49
5.3 Calcul inertanţei si transferului vibrator..........................................................................................50
5.3.1 Calculul inertantei discului ventilat……………………………………………………..50
5.3.2 Calculul inertantei discului neventilat………………………………………………….. 51
5.3.3 Calcul inertanţei braţului simplu .................................................................................... 51
Compararea rezultatelor de calcul analiza modala si încercări.................................. 52
5.3.4 Calcul transferului vibrator din rotla in punctul A de fixare a bratului pe cadru GMP.. 52
5.3.5 Calcul transferului vibrator de la puntea spate la caroserie……………………………. 52
Descrierea criteriului acustic de nivel 6................................................................... 53
Rezultate obţinute la analiza de transfer vibrator in frecventa................................ 53
5.3.6.Concluzii ..........................................................................................................................55
5.4 Calculul inertanţei în fixările punţilor cu caroseria şi a transferului vibrator de la
sistemul de rulare la caroserie ........................................................................................................ 55
5.4.2 Analiza vibratorie caroseriei sub influenţa rulării vehiculului......................................... 56
Obiectivul studiului………………………………………………………………… 56
Domeniu de studiu………………………………………………………………….56
5.4.3. Calcul inertanţe ...............................................................................................................56
Curbele de inertanţă şi flexibilităţi………………………………………………… 56
5.4.6. Calculul transferului vibrator din suportii punţilor si caroserie .................................... 57
6.CALCULUL ZGOMOTELOR PARAZITE ÎNREGISTRATE ÎN TIMPUL FRÂNĂRII 6.1. Aspecte generale ………………………………………………………………………………….59
6.2. Consideraţii privind calculul instabilităţilor vibratorii.....................................................................59
6.2.1. Definirea unui criteriu critic pentru instabilitatea vibratore……………………..……. 60
Cuplarea modurilor...................................................................................................... 60
6.2.4. Condiţii necesare apariţie a instabilităţii...........................................................................60
1) O similitudine între deplasări normale şi tangenţial……………………………… 60
2) Deformaţii normale importante…………………………………………………….60 6.3. Calculul comparativ al instabilităţii la frânare pentru montajele de roată faţă
varianta SERIE şi varianta ECO.................................................................................................61
6.3.1. Rezultatele calculului de prognoză a apariţiei zgomotului pentru montajul
roată faţă SERIE........................................................................................................................... 61
Concluzie.........................................................................................................................61
6.3.2. Rezultatele calculului de previzionare a apariţiei zgomotului pentru montaj roată
faţă ECO cu etrier MONOBLOC...........................................................................................................63
6.3.3 Concluzii…………………………………………………………………… ………………. 64
7.CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUŢII PERSONALE ŞI DESCHIDERI
ALE TEZEI DE DOCTORAT…………………………………………………………………..66
8. BIBLIOGRAFIE SELECTIVĂ ……………………………………………………………………. 78
REZUMAT …………………………………………………………………………………………………… 83
CURRICULUM VITAE …………………………………………………………………………………….. 84
1
INTRODUCERE
În această lucrare s-a abordat concepţia modernă a punţilor prin dezvoltarea unor punţi noi studiate
comparativ cu punţile care vor fi înlocuite pe acelaşi automobil.
Punţile noi au fost denumite ECO, iar cele înlocuite SERIE, realizarea acestora a avut ca obiectiv
reducerea costurilor.
Dezvoltarea actuală a automobilelor se bazează în mod deosebit pe simularea virtuală a proceselor de
concepţie şi validare. Softurile de simulare bine utilizate dau rezultate bune. Astfel se poate exploata rapid
opţiunile tehnologice şi se pot analiza mai multe variante constructive, care duc în final la stabilirea
prototipului fizic.
Simularea virtuală are o mare pondere privind minimizarea costurilor şi a termenelor prin reducerea
numărului de încercări. Aceasta abordare aduce o reducere a costurilor de 30% în faza de concepţie. Pentru
termenul de realizare fizică a automobilului se estimează o reducere cu minim 6 luni raportat la durata
standard de realizare a automobilelor.
Evoluţia pieţei auto şi contrângerile de tip economic au impus o noua logică de dezvoltare cunoscută
sub denumirea de „V3P” ( value-up; product; proces; program).
Obiectivele acestui nou concept de dezvoltare sunt: reducerea tichetului de intrare pentru noile
proiecte şi echilibrarea costurilor generale.
Simularea virtuală a devenit practic un fenomen indispensabil în concepţie, cu toate acestea încă nu se
poate elimina total realizarea de prototipuri fizice.
Pentru optimizarea acestei activităţi s-a modificat mediul de lucru integrând inginerii de calcul în
echipe de proiect, creindu-se bucle interactive între concepţie şi calcul.
Un aspect esenţial privind concepţia rapidă îl reprezintă utilizarea tehnicilor de calculul axate pe trei
idei principale:
a) integrarea simulării în fazele de ante-proiect şi concepţie produs, care permite reducerea sensibilă a
costurilor şi termenelor de dezvoltare;
b) punerea în practică de bucle iterative de validări în toate fazele derularii proiectului, simularea
produsului luând în calcul toate dispersiile ameliorând astfel calitatea proiectului;
c) crearea unor baze de date (moduri de operare, puncte de plecare, etc) şi comunalizarea de practici
care asigură reciprocitatea expertizei calcul/concepţie.
De asemenea se disting trei etape importante privind simularea virtuală:
- Re-evaluarea procesului de concepţie; fiecare inginer dispune de opţiuni de simulare, integrate in
sistemele informatice CAD pe care le utilizează. Domeniile de aplicare a acestor softuri trebuie foarte clar
definite pentru a evita toate rezervele faţă de aceste softuri.
- Capitalizarea rezultatelor; utilizarea la scara mare a simulării numerice impune conservarea nu numai
a calculelor dar şi a metodelor şi ipotezelor de plecare pentru a înţelege alegerile făcute şi a câstiga timp
pentru viitoarele dezvoltări.
- Optimizarea resurselor de calcul; pentru a câştiga în eficacitate şi a multiplica numărul de simulări,
constructorii apelează tot mai des la calcule paralele.
Dezvoltarea actuală a automobilelor are în vedere respectarea regulamentelor pentru pieţele pe care
acestea se comercializează.
În vederea reduceri costurilor de omologare unele încercări se realizează virtual. Producătorul de
comun acord cu autoritatea stabilesc metodele virtuale de testare pentru aceste încercări.
O importanţă deosebită se acordă, la ora actuală, reducerii compuşilor de azot nocivi pentru sănătatea
umană, (reglementările EURO 4) şi a emisiilor de CO2 (reglementările EURO 5).
Punţile automobilului au un aport important la reducere emisiilor de CO2
În acest sens s-a avut în vedere reducere emisiilor de CO2 pentru noile soluţii propuse.
2
S-a cuantificat că emisia unui gram de CO2 poate apare ca urmare a transportării unei mase de 10Kg,
a existenţei unei forţe de frecare în sistemele automobilului de 8N, a unei suprafeţe frontale Cx de 0,02 m2 sau
a reducerii unei energii de 30W.,
Punţile Mac Pherson pentru faţă şi semiindependentă pentru spate, sunt favorabile în ceea ce priveşte
reducere emisiilor de CO2.
În capitolul 1 se prezintă o analiză a punţilor faţă şi spate varianta ECO în ceea ce priveşte
impactul emisiilor CO2, scoţându-se în evidenţă reducerea emisiilor poluante comparativ cu variantele
de SERIE. Tot în acest capitol se prezintă şi unele aspecte generale ale automobilului utilizate în
capitolele următoare.
În capitolul 2 al acestei lucrări se abordează evoluţia dezvoltării fizice a punţilor automobilului
în dezvoltare virtuală, ca urmare a perfecţionării tehnicilor de calcul.
În capitolul 3 se prezintă dezvoltarea fiabilităţii pentru punţile ECO comparativ cele de SERIE,
simularea virtuală avâd o pondere considerabilă în acest demers.
Dezvoltarea vibroacustică a automobilului este un alt domeniu care în ultima vreme a căpătat o
amploare deosebită.
Restricţiile, prevăzute în regulamentele din acest domeniu, fixează o rată de reducere a zgomotului
exterior al automobilului de 1 dB la 3ani.
Noua valoare reglementată pentru zgomotul exterior produs de automobil este de 71 dB(A) la viteza
de 80 km/h.
Aportul cel mai mare în ce priveşte producerea zgomotului exterior şi interior al automobilului îl are
pneul. Evoluţiile impuse pneului pentru reducerea emisiilor de CO2 (reducerea rezistenţei la rulare) pot
contribui la creşterea nivelului de zgomot, şi a reduceri aderenţei la sol. De aceea trebuie realizat un
compromis între reducerea rezistenţei la rulare a pneului, nivelul de zgomot produs de acesta şi valoare
aderenţei pentru respectarea reglementărilor de frânare.
O atenţie deosebită se acordă reducerii zgomotului interior al automobilului provenit ca urmarea a
rularii automobilului( zgomotul de rulare), funcţionării motorului şi frecării cu aerul.
În 2012 se estimează valori mai mici de 65 dB ale zgomotului din habitaclu, provenit din zgomotul de
rulare.
Zgomotul de rulare este tratat în capiltolele 4 şi 5 al acestei lucrări.
O altă categorie de zgomote sunt cele parazite. În general aceste zgomote apar la anumite solicitari şi
ca urmare a uzării pieselor în mişcare relativă, având o apariţie aleatoare.
În ultimul timp s-au înregistrat progrese deosebite pentru reducere sau eliminarea acestor zgomote ca
urmare a dezvoltării sistemelor CAD/CAM/CAE.
Două din aceste zgomote care sunt analizate încă din faza de preconcept al automobilului sunt:
„scârţâitul”(grincement) la frânare şi „mugetul” ( moan) la frănare.
Previzionarea zgomotului produs la frânarea automobilului este prezentată în capitolele 4 şi 6.
3
1. ASPECTE GENERALE PRIVIND DEZVOLTAREA AUTOMOBILELOR
Dezvoltarea modernă a punţilor se face în corelare cu caroseria şi celelalte sisteme ale automobilului.
Unele din definiţiile şi convenţiile utilizate în lucrare, din domeniul automobilelor, în special al
punţilor, sunt prezentate în ANEXA 1: „Definiţii şi convenţii caracteristice sistemului legătura cu solul”
1.1. Datele tehnice ale automobilului
Punţile care fac obiectul acestei lucrări sunt destinate echipării unui automobil care se încadrează în
categoria M1 (Vehicule concepute şi construite pentru transportul de pasageri prezentând, în afara de scaunul
conducătorului auto, maxim opt locuri pe care se poate sta aşezat). Automobilul respectă reglementările
specifice categoriei M.
Datele tehnice ale vehiculului sunt prezentate mai jos:
1. Categoria - autoturism categoria M1
2. Caroseria - berlină cu hayon, 4+1 uşi
3. Masele (Kg):
- Proprie - 920
- Totală maximă autorizată - 1450
- Utilă maximă autorizată - 470
- Tehnic admisibilă pe puntea faţă - 732
- Tehnic admisibilă pe puntea spate - 800
- Admisibilă pe cârligul de remorcare - 40
- Remorcabilă cu cârlig de remorcare - 800
- Remorcabilă fără cârlig de remorcare - 450
5. Numarul de locuri:
- Total - 5
- În faţă - 2
6. Dimensiunile de gabarit (mm):
- Lungimea - 4053
- Lăţimea - 1664
- Înalţimea - 1378
7. Motorul:
- Tipul - E7J A2
- Puterea maxima /turatie (Kw / rot/min.) - 55/5250
- Sursa de energie: - benzina fară plumb
- Cilindreea (cm3) - 1390
8. Numărul axelor - 2
9. Tracţiunea - faţă
11. Dimensiunea anvelopelor faţă/spate - 165/70 R13 79T ; 165/65 R14 79 T
10. Viteza maxima (Km/h) - 160
11. Zgomot exterior (dB):
În mers - 72 dB
În staţionare - 80 dB
12. Capacitatea rezervorului (l) - 43
13. Ecartamentul (mm) - 1422
4
1.2. Zone de arhitectură ale automobilului
Automobilul este împărţit în patru zone de arhitectură:
- Habitaclu pasageri, post de conducere şi scaune;
- Suprastructură parte faţă şi spate;
- Compartiment motor;
-Structură planşeu.
1.3 Structurarea automobilului
Automobilul este structurat arborescent pe nivele superioare (NS), nivele intermediare (NI), nivele de
baza (NB) şi funcţii. La rândul lor funcţiile se clasifică în: funcţii de bază (F), funcţii de legătură (L), funcţii
de asamblare (ASS).
Nivelele superioare sunt:
NS01-Caroserie
NS02-Vopsire şi etanşări
NS03- Transmisie
NS04- Motor
NS06-Subansamble de deschidere
NS07-Echipamente exterioare
NS10- Echipamente interioare
NS11- Electrice şi electronice
NS12-Legătura cu solul
NS13-Sisteme conexe
NS14-Inscripţionare
NS15- Calculator
NS16- Acumulator electric
NS08-Semnalizare şi vizibilitate
NS09-Post de conducere
Fiecare din cele 16 nivele superioare conţin mai multe nivele intermediare, ce conţin mai multe nivele
de bază, care la rândul lor au mai multe funcţii. Un automobil poate avea maxim 20 000 de funcţii.
Automobilul ale cărui punţi fac obiectul acestei lucrări are în jur de 2000 de funcţii.
În continuare se prezintă nivelele superioare: NS01- Caroserie, şi NS12 – Legătura cu solul, la care se
fac referire în această lucrare.
1.3.1. Nivelul superior - Caroserie
Nivelul superior „Caroserie” cuprinde următoarele nivelele intermediare:
- Elemente de structură de caroserie;
- Structura de bază rulantă;
- Parte spate de caroserie;
- Elemente adiţionale de caroserie.
1.3.2. Nivelul superior- Legătura cu solul
Acesta cuprinde nivelele intermediare: punţi, cadru GMP, frâne, direcţie, roţi echipate şi accesorii.
La rândul său Nivelul Intermediar - Punţi, cuprinde nivelul de bază punte faţă şi punte spate.
1.4. Fazele realizări produsului
Noua logică de realizarea a automobilului V3P, cuprinde trei faze: ante-proiect, de dezvoltare şi faza
de industrializare.
Faza de ante-proiect are o importanţă deosebită şi faţă de vechea logică este mult simplificată.
În această fază se au în vedere elemente cum ar fi: piaţa ţintă, ecuaţia economică vânzări/profit,
clienţii ţintă.
Faza de concepţie(dezvoltare) şi evoluţiile ulterioare ale automobilului (după ieşirea din fabricaţie),
este realizata de 30 de grupe concepţie. Conceptele sunt definite punându-se în evidenţă potenţiale, unităţile
de valoare adăugată pentru clienţi, întotdeauna având în vedere bilanţul economic.
Urmează îngheţarea conceptului şi alegerea soluţiei. Avem două tipuri de piese pentru un constructor
auto: piese fabricate în intern şi piese fabricate la furnizor. În acest context pentru piesele din exterior începe
5
(ingineria, cumpărările, etc). Faţă de vechiul demers, validarea în V3P se face de o maniera mult mai robustă,
eventualele probleme nu mai sunt decalate spre rezolvare pentru urmatoarele faze. Ideea de bază este că în
dezvoltare/industrializare să se limiteze la minim eventualele modificari. Astfel în faza de dezvoltare avem o
puternică implicare a ingineriei, cumpărărilor, compartimentlor de calitate, ale căror acţiuni converg către o
validare robustă, fără echivoc.
Faza de industrializare cuprinde etape succesive care încep cu primele piese realizate pe utilaje
definitive (off-tool) care sunt folosite pentru asamblarea de vehicule destinate verificărilor, urmate de două
faze principale preserie probatorie 1 (PT1) şi preserie probatorie 2 (PT2).
În aceste faze se continuă fabricaţia în uzină, în condiţii de serie urmând a se valida procesele meserie şi
rocesele de fabricaţie.
Acesta este în sinteză planningul de lansare a unui nou model de vehicul sau de sistem al acestuia.
Desigur că pentru aceste faze există bucle succesive interne de validare care sunt în functie de faza proiectulu
1.5. Ciclul de dezvoltare în V cu 8 nivele
Concepţia automobilului şi/sau a sistemelor acestuia cuprinde 8 nivele de dezvoltare şi validare, după
cum se poate observa în fig. 1.1.
Caietul de sarcini produs
Este documentul realizat de firmă, pentru dezvoltarea unui produs nou (vehicul, sistem, organ), care
îl va înlocui pe cel existent. Principalele capitole ale acestui document sunt:
Fig. 1.1. Ciclul de dezvoltare în V cu 8 nivele
6
- Problematica actuală pe pietele în care se vînd vehiculele firmei(analiză concurentă, evoluţii
reglementare, analize de calitate etc.)
- Obiectivele programului de dezvoltate a unui nou produs;
- Planingul previzional de realizare;
- Gama de vehicule care urmeaza a fi realizata;
- Motorizarea(cu respectarea normelor reglementare);
- Nivelul de echipare;
- Durata de viaţă a autovehiculului;
- Pieţe de destinaţie şi volume de vânzare;
- Evoluţiile produsului;
- Priorităţile produsului de prim ordin si de ordinul al doilea;
- Noile echipamente cerute;
- Piste de economii posibile.
Din acest document rezultă o primă evaluare în ceea ce priveşte oferta firmei pentru viitorii clienţi.
Caietul de sarcini prestaţii funcţionale (nivel 4 şi 5)
Acest document cuprinde o evaluare subiectivă a prestaţiei de nivel 4, iar în unele cazuri acesta
prestaţie, este cuantificată în nivel 5, fiind exprimată într-o mărime fízică.
Evaluarea subiectivă este realizată de experţii din direcţia inginerie sinteze vehicul pentru 11 capitole
de prestaţii: conducere vehicul, performanţe şi consum, securitate activă, securitate pasivă, confort,
accesibilitate, protecţia mediului, stil, calitate, buget şi fiscalitate, acţiuni ale întreprinderi după vânzare. Acest
caiet de sarcini este stabilit de direcţia produs, calitate şi biroul de studii.
Un exemplu din acest caiet de sarcini de prestaţii pentru nivelul 4 şi 5 privind dezvoltarea produsului,
se prezintă în tabelele: 1.1, şi 1.2.
Tabel 1.1. Prestaţia conducere NIVEL 1 NIVEL 2 NIVEL 3 NIVEL 4 şi 5 Cotaţie
ţintă Nivel
4
Cotaţie
ţintă
Nivel 5
Unitatea de
masură
01. FUNCŢIA CONDUCERE
MANEABILITATE
Diametrul de
bracaj
între trotuare
între pereţi
7
10,2
10,5
m
m
Numărul de
rotaţii volan de la
tamponare
stânga/dreapta
direcţie mecanica
direcţie asistată
7
Efort volan în
oraş
cuplul volan la oprire
efectul de perete
cuplul volan la viteză
redusă
7
Revenire direcţie Rulaj în oraş pentru
bracaj la 90°
7
7
Tabel 1.2. Prestaţia confort NIVEL1 NIVEL 2 NIVEL 3 NIVEL 4 şi 5 Cotaţie
ţintă
Nivel 4
Cotaţie
ţintă
Nivel 5
Unitatea de
masură
05.CONFORT VIBRAŢII - percuţii
- bătaie de roata
- haşiş motor
vibraţii:
- în volan
- în planşeu
- în scaun
Sensibilitate la dezechilibru:
- în volan
- în planşeu
- în scaun
7
SUSPENSIE Mentinerea
caroseriei
- ruliu specific 7
amortizare BF - menţinere verticală
- plonjare la frânare
- cabrare la accelerare
- mişcări punte spate in
pompaj şi viraj
7
0,27
0,37
o/m/s2
o/m/s2
Mişcări pe
scaune: MF
- tasament scaune faţă/spate
- detenta scaune faţă/spate
- mişcări transversale
7
De exemplu Caietul de sarcini, de nivel 5, de prestaţii acustice cuantificate, cuprinde ansamblul
valorilor de presiune acustică pentru diferite zgomote (măsurate cu ajutorul microfonului plasat la nivelul
urechii pasagerilor).
Prestaţiile cuantificate conţin principalele zgomote: de rulare; ale motorului; aerodinamice; provenite
de la climatizare; de la cutia de viteze.
Caietul de sarcini tehnic al sistemului (nivel 6)
Cuprinde descrierea funcţională a sistemului. Respectarea acestor valori permite atingerea obiectivului din
caietului de sarcini prestaţii cuantificate. În această etapă se realizează caietul de sarcini funcţional.
De exemplu Caietul de sarcini tehnic acustic de nivel 6, cuprinde ansamblul de valori numerice care
caracterizează comportamentul vibrator al componentelor vehiculului, în raport cu o prestaţie de zgomot dată.
Caietul de sarcini tehnic se referă la:
- rigidităţi dinamice;
- frecvenţe proprii minime ( prima frecvenţă proprie);
- nivelele vibratorii limită;
- rigidităţile maximale ale elementelor filtrante;
Respectarea acestor valori permit atingerea obiectivului din caietul de sarcini prestaţii acustice
cuantificate.
Caietul de sarcini al componentelor (nivel 7)
Cuprinde descrierea caracteristicilor pieselor componete.
Soluţii tehnice şi prototipuri (nivel 8).
În această etapă se realizează geomertia 3D a pieselor şi prototipurile.
8
1.6. Prezentarea principalelor elemente supuse studiului
1.6.1. Descrierea punţilor
Cercetările privind optimizarea constructiv-funcţională a punţilor autoturismelor s-a realizat, făcând
o analiză între punţile SERIE şi noile versiuni de punţi, numite ECO care sunt destinate echipării aceluiaşi tip
de automobil.
Punţile ECO reprezintă un concept nou la care s-a lut în consideraţie evoluţia materialelor, conceperea
unor noi piese din materiale mai ieftine, returul de experienţă din domeniu dezvoltării punţilor, reutilizarea
unor piese performante de serie, nemodificate sau modificate, sau utilizrea unor piese de pe alte vehicule.
Puntea faţă ECO are aceeaşi cinematică ca puntea SERIE.
a) Puntea faţă
Este de tip pseudo Mac Pherson, care comparativ cu puntea patrulater prezintă următoarele avantaje:
- permite un spaţiu mare de amplasare transversală a motorului;
- permite un ecartament faţă mai mare;
- sensibilitate redusă a dispersiilor de fabricaţie;
- se pretează la montarea automată pe automobil;
- forţa în arcul suspensiei egală cu forţa la roată (dF resort/dF roata =1);
- cursa amortizor egală cu cursa la roată (dz amortizor/ dz roată =1);
- rigiditate transversala mare;
- preţul de cost este redus;
- masa nesuspendată este redusă.
Această construcţie este avantajoasă şi în ce priveşte emisiile de CO2 - în comparaţie puntea faţă dublu
triunghi, ca urmare a masei şi suprafeţei frontale reduse.
Punctele caracteristice ale acestei punţi, la care se fac referire în capitolele următoare, sunt prezentate
în fig. 1.2.
A Prindere spate braţ inferior pe cadru
B Prindere fata braţ inferior pe cadru
E Centru rotula inferioara pe Portfuzeta
F Centru rotula superioara pe Portfuzeta
H Centrul rotulei de direcţie
K Centru rotii
I Centrul de rotire al transmisiei
L Debut cremaliera
T Punctul axei amortizorului pe Portfuzeta
F Punct fixare amortizor pe caroserie
P Prindere bieleta bara antiruliu
P’ Punct fixare bieleta bara antiruliu pe bara
antiruliu
H(BAD) Palier bara antiruliu pe cadru)
Fig. 1.2. Puncte caracteristice ale punţii faţă
9
În tabelul 1.3 se prezintă diferenţele între cele două variante.
Tabel 1.3. Diferenţa între varianta punte faţă ECO şi SERIE
Piesa Tip
concept
Puntea faţă
ECO
Materiale
Puntea faţă
SERIE
Materiale
Specific la varianta ECO
Braţ simplu stânga /dreapta Aceeaşi
geometrie
HES 280P A5 Schimbat material
Brat asamblat stânga /dreapta
Portfuzetă stânga/deapta
Concept
diferit
D38MSV5S AF70 Schimbat material
(materiale cu preţ redus)
Greutate mai redusă cu 0,5 Kg Butuc C42 28MoC10
Disc frână GL09 GL9
Rulment 35x35x68 34x37x64 Etanşare tip IV cu frecare
redusă
Frână faţă
Etrier fontă
Etrier aliaj
de aluminiu
Etrier cu colonete
(frecare redusă)
Resort Masa mai redusă cu 2 Kg
Amortizor Aceeaşi
geometrie
Frecare redusă în ghidaje
Amortizor asamblat
(J&F)
Aceeaşi
geometrie
Puntea faţă în varianta ECO are un preţ mult mai redus comparativ cu puntea SERIE datorită:
- greutăţii mai reduse a montajului de roată;
reutilizării pieselor de tip „cary back”; piese concepute pentru altă gamă de vehicule
- greutăţii mai reduse a montajului de roată;
- reutilizării pieselor de tip „cary back”; piese concepute pentru altă gamă de vehicule;
- utilizării unor materiale noi pentru piesele „cary over”; piese concepute pentru aceeaşi gamă de
vehicule, reutilizate pentru produsul nou.
Varianta în concepţia ECO are în componenţa ei piese noi, reproiectate din varianta SERIE, sau de pe
alte vehicule existente. De exemplu: butucul, portfuzeta arcul şi discul de frână reprezintă concepte noi; frâna
faţă, rulmentul şi fixările sunt piese „cary back”. Piesele „cary over” sunt realizate din materiale având
caracteristici mecanice superioare (braţ asamblat, amortizor asamblat).
Având în vedere obiectivul de reducere a preţului de cost al punţii faţă, pentru conceptele noi şi
reutilizate de pe acelaşi vehicul sau de pe alte game, s-au ales materiale la care s-a simplificat tehnologia de
fabricaţie în corelaţie cu tendinţa concurenţei pentru aceste piese.
Unele materiale şi soluţii au fost schimbate la varianta ECO, pentru a creşte fiabilitatea pieselor sau
pentru a îmbunatatii prestaţia acustică.
b) Puntea spate
Puntea spate este de tip semiindependentă şi prezintă următoarele avantaje:
- preţ de cost redus (mai mic cu 50% faţă de o punte independentă);
- greutate redusă;
- permite montajul automat;
- are o arhitectură favorabilă pentru dezbaterea roţii;
- are centrul de ruliu ridicat.
Punctele caracteristice ale acestei punţi, la care se fac referire în capitolele următoare, sunt prezentate
în fig. 1.3, iar în fig 1.4 şi fig. 1.5 se prezintă componenţa acestor punţi.
Materialele din care sunt executate cele două osii sunt diferite, după cum rezultă din tabelele 1.4 şi
1.5.
10
Prin forma şi pozitionarea traversei în ansamblu aceasta variantă de punte are poziţa centrului de ruliu
cea mai ridicată.
Puntea ECO este echipată cu o frână de 8”, iar cea de SERIE de 9”, aceasta contribuind de asemenea
la la reducerea greutăţii.
Tabelul 1.4. Caracteristici de material punte versiunea „SERIE”
Nr.
crt. Denumire
Pozi-
ţie
Nr.
Buc. Material
Grosime
[mm]
Re
[MPa]
Rm
[MPa]
A
[%]
1 Suport amortizor 13 2 P39 3,3 331.5 390 32
2 Traversă 8 1 P39 3,3 331.5 390 32
3 BAD 14 1 OLC35 -- 310 530 21
4 Braţ 1/2 2 OLT35 4,0 230 340 26
5 Cupelă 11/12 2 A5 03d 3,0 220 270-340 36
6 Ranfort 9/10 2 P39 3,3 331.5 390 32
7 Ranfort PF 6 2 A3 3 196 274 28
A Articulaţie fixă a punţii pe caroserie
E Centrul de ruliu
G Extremitatea port fuzetei
K Centrul roţii
Q Proiecţia centrului roţii (K) pe sol
R Aşezarea arcului
T Legătura amortizorului
Punct K
PunctA
Punct G
Punct T
Punct Q Punct R
Punct E
Fig. 1.3. Puncte caracteristice ale punţii spate
Fig. 1.4. Componenţa punţii spate în versiunea SERIE
11
Tabelul 1.5. Caracteristici de material punte versiunea „ECO”
Nr.
Crt. Denumire
Pozi-
ţie
Nr.
Buc. Material
Grosime
(mm)
Re
(MPa)
Rm
(MPa) A%
1 Şapă cap punte spate 1/2 2 HE360D 6.0 400 465 30
2 Element de legătura 9 1 XE280P 3.3 280-330 385 32
3 Bara antirului 16 1 HES -- 310 530 21
4 Braţ 3/4 2 HES 4.0 230 340 26
5 Cupelă
5/6 2 XE 3.0
180-195-
230 300 36
6 Renfort /traversa 7/8 2 XE280P 3.3 280-330 385 32
1.7.1. Elemente de caroserie
În fig. 1.6 sunt prezenate principale ancadramente ale caroseriei care vor fi folosite în analiza
vibratorie (cap. 5).
Fig. 1.6. Ancadramentele caroseriei
1.8. Influenţa punţilor la emisiile de CO2
Fig. 1.5. Componenta punţii spate în versiunea ECO
12
Ordinul de mărime ale emisiilor de CO2 în grame pe kilometru: 1g CO2/km este echivalent cu
reducerea a 10kg masă automobil; 0,020 m2 de suprafaţă frontală; 8 N forţa de frecare; 30 Watt.
Soluţia de punte spate semirigidă este concepută să contribuie cât mai puţin la emisii de CO2, astfel
prin forma geometrică a traversei, amplasarea acesteia pe punte, şi prin utilizarea unei forme plane pentru
braţe, rezultă o suprafaţă frontală redusă care se opune treceri aerului (0,032 m2).
Impactul punţilor în ce priveşte emisiile de CO2 poate fi: aerodinamic, de forţe de frecare sau de masă.
În tabelul 1.6. se prezintă potenţialul de reducere al emisiilor de CO2, la punţile în varianta ECO
comparativ cu cele de SERIE.
Tabel 1.6. Potenţialul de reducere al emisiilor de CO2
Piesa / sistemul
Comentarii
Aero(1gramC02
/ 0,02m2)
Mase
(1g CO2/10Kg) Frecări
(1 gram CO2/ 8 N)
Punte fată ECO/SERIE
Punte faţă asamblată ECO cu greutate mai redusă cu
5Kg 0,5
Punte spate semirigidă
ECO/SERIE
Punte spate asamblată ECO cu greutate mai redusă
cu 10 Kg prin utilizarea tamburilor de 8” in loc de 9”
1
Rulmenţi punţi
ECO/SERIE
Unsoare Specială reduce frecarea
0,1
0,018
Garnituri de etanşare de
tip IV
Punte faţă 0,031
Punte spate 0,021
Rulmenţi capsulaţi de
generaţia 1 cu frecare
redusa
faţă rulment cu bile 0,07
spate rulment cu role
conice 0,03
Amortizoare punţi
ECO/SERIE
Reducere forţei de frecare în amortizoarele punţilor
ECO de la 60 N maxim la 50N maxim 4
Arcuri
Oţel pentru resort cu Re 1200 MPa resorturile
punţilor ECO, în loc de 1100 Mpa la punţile SERIE
- greutatea fiind redusă cu 0,5 Kg/arc 0, 8
Creştere emisii de CO2 0
Reducere emisii de CO2
2,5 4,17
Din aceasta analiză rezultă avantajul punţilor în varianta ECO faţă de cele realizate în varianta SERIE.
Potenţialul de reducere emisii de CO2 la variantele ECO este de 6,57 grame de CO2 pe kilometru
parcurs.
13
2. PROCEDEE DE CONCEPERE A PUNŢILOR AUTOMOBILELOR
2.1 Introducere
Politica actuală, adoptată de marii producători de automobile, are următoarele obiective: diminuarea
termenelor de concepţie şi de fabricaţie, reducerea numărului de prototipuri, precum şi creşterea calităţii şi
fiabilităţii produselor realizate.
Procesul de validarea a noilor modele de autoturisme a evoluat ca urmare a dezvoltării mijloacelor
informatice cu ajutorul validării virtuale. Acest proces s-a realizat în mai multe etape, pentru fiecare aportul
sistemelor CAD/CAM/CAE fiind considerabil.
Validarea virtuală constă deci în realizarea ipotetica a cerinţelor client pentru toate domeniile precum:
fiabilitate, şoc, comportament vibro-acustic, etc.
2.2 Procesul „tradiţional” de concepţie
Procesul „tradiţional” de concepţie privind validarea punţilor, fără mijloace informatice era un proces
costisitor, greu de aplicat şi foarte lung ca timp de pregătire (execuţie prototip, pregătirea fabricaţiei, etc.),
amplasare şi realizare. În plus, mai multe iteraţii erau necesare înaintea validării conceptului (4 până la 5).
Pentru aceasta, uneori trecerea la producţie se efectua înainte de parcurgerea tuturor iteraţiilor, acestea
urmând să se realizeze ulterior. Consecinţa directă era scăderea calităţii.
Acest proces impunea parcurgere mai multor etape după cum se poate observa în fig. 2.1.
Fig. 2.1. Schema procesului „tradiţional” de concepţie.
Iteraţie de corecţie a
conceptului (în general 4
sau 5 iteraţii înainte de
de definire produs
Concepţie
vehicul/organ
Realizare prototip
fizic
Achiziţionarea
datelor
Analiza statistică a
datelor RainFlow
Încercări
pe banc
Ok Producţie
Definirea produsului
NON OK
14
Procesele moderne de concepţie ,calcul ,simulare si realizare a punţilor pot fi abordate doar cu ajutorul
unor programe complexe de calcul.
2.3 Evoluţia procesului de concepţie a punţilor
Pentru îmbunătăţirea procesului de concepţie a pieselor cu geometrie complexă s-au dezvoltat şi utilizat
metode de analiză cu element finit (FEA - Finite Element Analysys, FEM-Finite Element Method) permiţând
analiza (crearea unui „model numeric”) sub sarcini statice (σ independent de timp).
S-a putut astfel localiza pentru încărcări extreme, zonele de risc.
Asemenea studii se fac în trei faze:
- discretizare (împărţire în elemente finite -„mesh” /„maiage”);
- calcul cu metoda elementelor finite;
- exploatarea rezultatelor ( postprocesare/post-tratament).
Unele dintre programele, care permit asemenea evaluări sunt prezentate in tabelul 2.1.
Tabelul 2.1. Programe care utilizează FEM
Produs Producător
Funcţii
Preprocesare
Calcul
EF Postprocesare
ABAQUS
Hibbett, Karlsson&
Sorensen, Inc.
ANSA Beta CAE
METAPOST Beta CAE
·
HYPERMESH
Altar Engineering
Inc.
·
I-DEAS
Structural Dynamics
Research Corp,
MSC/NASTRAN MSC Software
MSC/PATRAN ·
În timp sau dezvoltat încercările pe stand, cu scopul realizării de încercări accelerate, mai
reprezentative şi mai scurte, eliminându-se astfel porţiunile din circuitul de referinţă nesemnificative şi
selecţionându-se ciclul de încărcare severizat, adică mai scurt, dar echivalent, în avarierea cu încercările pe
piste (cf. curbei Wholer: cresterea σincercari scăderea numărului de cicluri diminuarea timpului de
încercare), supraveghind, totuşi, să nu genereze, pe stand, pofilele de încărcare induse de comportamentul
impropriu condiţiei „client”.
Încercările şi sintezele realizate, au promis obţinerea unor noi baze de date privind soluţiile aplicabile la
mai multe tipuri de automobile ( fig. 2.2).
15
În acest stadiu, s-au impus:
- accelerarea şi severizarea încercărilor;
- consolidarea conceptului autovehicul/organ prin validarea numerică statică a diferitelor piese critice
ale sistemului.
În condiţiile actuale, totuşi termenele se vor din ce în ce mai scurte şi numărul de prototipuri fizice din
ce în ce mai restrâns, ceea ce nu ar fi suficient cu procedeele prezentate .
De aceea a trebuit să se aibe în vedere un mijloc de „simulare virtuală” bazat pe încercările fizice în
scopul realizării unei validări numerice complete înaintea lansării fazei de încercări fizice.
Aceasta a condus la definirea unui proces de „simulare virtuală”, în care se disting trei faze (fig. 2.3).
Fig.2.2. Schema procedeului de optimizarea a încercărilor pe stand cu ajutorul programelor de simulare.
Concepţie
autovehicul/organ
Realizare
prototipuri fizice
Achiziţionarea
datelor
Analiza statistică a
datelor RainFlow
Analiza statică unică
Localizarea zonelor de risc
Încercări
pe stand
Ok Producţie
NON Ok
Model CAE /FEM
Baza de date cu
încărcări
Scenarii de teste
„Teste
accelerate”
Încercări mai scurte
16
Obiectivele acestui proces de simulare virtuala sunt:
- localizarea zonelor critice de oboseală (amorsarea fisurilor);
- estimarea duratei de viaţă.
Fig. 2.3. Procesul de simulare virtuală.
SIM
UL
AR
EA
VIR
TU
AL
Ă
- Profilul drumului (funcţie de timp)
- Profilul de conducere(funcţie de
timp)
- Parametrizare vehicul sau organ
- Topologia mecanismului
- Torsori şi momente aplicate în
centrul roţii(punctul K) (funcţie de
timp)
- Acceleraţii (funcţie de timp)
- Parametrizare fiecărui
organ
- Topologia mecanismului
- Torsori şi momente aplicate fiecărui
organ (funcţie de timp)
- Acceleraţii (funcţie de timp)
FAZA III
Simularea numerică
pentru fiecare organ
FAZA II
Simularea funcţionării
subsistemelor
vehiculului
FAZA I
Simularea
comportamentului
rutier al vehiculului
Model CAE(FEM)
Localizarea zonelor de amorsare a
fisurilor
Estimarea duratei de viaţă
17
Utilizarea simulării virtuale permite o mai bună optimizare a încercărilor fizice orientându-le către zonele
de risc. Se reduce astfel numărul de încercări necesare. Astfel se câştigă timp, şi se reduc considerabil costurile
de realizare a prototipurilor fizice.
Evoluţia proceselor a condus la apariţia unei noi bucle iterative total numerică, care înglobează cele
trei faze de calcul ale ”simulării virtuale” şi faza de calcul utilizând metoda elementelor finite (FEM-model
CAE).
Iteraţiile succesive permit optimizarea conceptului de vehicul plecând de la obiectivele fixate de
Biroul de Studii (duratei de viaţă, constrângeri maximale, etc.).
După realizarea buclei numerice, se trece la încercări pe stand, şi se demarează bucla iterativă fizică,
până la validarea completă a vehiculului.
Iteraţia numerică succesivă poate fi efectuată cu programe care automatizează ciclul de iteraţii, mai
precis, automatizează execuţia diferitelor coduri de calcul şi administrează schimburile de date între
programele de simulare cu scopul de a:
- reduce a duratei ciclurilor de concepţie;
- diminuarea costurilor corespondente;
- permite exploatarea unui număr crescut de soluţii (tabelul 2.2).
Fig. 2.4. Optimizarea încercărilor fizice
Încercări
pe banc
Concepţie
vehicul/organ
Realizare
prototipuri fizice
Achiziiţionarea
datelor
Analiza statistica a
datelor RainFlow
Buclă iterativă numerică
NON Ok
Model
CAE/FEM
Baza de date cu
încărcări
Scenarii de teste
„Teste
accelerate”
Simulare virtuală:
-localizarea zonelor
critice
- estimarea duratei de
viaţă
Simulare
virtuală
Ok
NON Ok
Ok Producţie
18
Tabelul 2.2. Programe de calcul utilizate pentru optimizare
Produs Dezvoltător Funcţii
BOSS Quatro Samch - Sistem de interfaţare cu CAD / CAE şi softuri FEA (CATIA,
SAMCEF, MSC, NASTRAN, ABAQUS );
- Interfaţarea cu casa-cod;
Pilotul Excel asigura gestionarea de foi de date MS-EXCEL.
ISIGHT Engineous
Software Inc
- Puternica integrare a programelor de calcul
- Spectru larg de functionalităţi (Dispersie,
Planuri de experienţă, Fiabilitate,...)
- Construirea de aplicaţii „meserie”
LMS OPTIMUS LMS
International
LMS Motor sistem de simulare vehicule
Optimizarea procesului de dezvoltare Vehicul
Simulările „comportament rutier vehicul ” şi „subsistem” sunt realizate de programe de simulare
multicorp ( tabelul 2.3).
Tabelul 2.3. Programele multicorp
Produs Dezvoltator Funcţii
ADAMS MDI, Inc Simulare „comportament rutier” şi „subsistem”,
La Renault: utilizat in principal pentru simularea
„subsistem”.
Tee Ware/MBS LMS
International
Simulare „comportament rutier” şi „subsistem”,
MADA RENAULT
INTRETS, PSA
Simulare „comportament rutier” şi „subsistem”,
Prin analiza funcţională,
La Renault: utilizat in principal pentru simularea
„comportament rutier”
Simulările numerice ale testărilor pe stand sunt realizate prin programe de calcul la oboseală conform
tabelului 2.4.
Tabelul 2.4. Programe de calcul la oboseala
Produs Producător Funcţii
Astar RENAULT
LMT ENS-Cachan
Calculul unei mărimi de defect critic care conduc la ruptură
Obţinerea unei probabilităţi de ruptură a piesei
Enduro Renault Calculul deteriorării prin aplicaţia WHOLER/Miner,
sau criteriul Dang Van
Obţinerea de: - ruptura la sfârşitul a ncicluri
- probabilitate de ruptură la sfârşitul a nciclri
LMS Falancs LMS International Analiza numerica a oboselii (WHOLER-Miner,
LBF: oboseala la sudură)
Localizarea zonei de fisurare şi determinarea duratei
de viaţă
MSC/Fatigue
MSC Software Analiza numerică a oboselii (WHOLER-Miner, Dang Van)
Localizarea zonelor de fisurare şi determinarea
duratei de viaţă
19
Tehnicile moderne au permis crearea mijloacelor CAD de reproducere virtuală a comportamentului
rutier al unui automobil pe pistă modelând autovehiculul şi pista.
Prin modelarea subsistemelor şi aplicarea încărcărilor dorite nu se reproduc, în totalitate, condiţiile de
pe stand.Cinematica şi inerţia standului, punctele de fixare ale sub-sistemului pe acesta, sunt înlocuite cu un
artificiu de soluţii mai mult sau mai puţin adaptate. Societatea MDI ( Inc Dezvoltare Adams), cu colaborarea
constructorului de standuri de încercări, MTS, a reuşit să integreze diferite standuri din gama MTS cu scopul
de a simula, în cele mai mici detalii, încercările fizice corespunzătoare.
Modul de utilizare al standurilor virtuale este acelaşi cu al celui fizic. Semnalul de pilotaj de stand
„virtual” este determinat prin iteraţii succesive (programul RPC de la MTS - fig. 2.5) pentru a obţine o
informaţie cu ieşire la nivelul valorilor semnalului aşa zis „dorit”, măsurat pe vehicule în timpul încercărilor
pe pista de referinţă (determinarea semnalului de pilotaj în cazul unei simulări reale). Încercarea fizică pe
stand este astfel reprodusă virtual în cele mai mici detalii, ceea ce permite o mai bună abordare a fazei de
corelare „încercări virtuale/ „încercări fizice”.
Fig. 2.5. Schema validarii virtuale.
Profilul drumului (funcţie de timp)
Profilul de conducere(funcţie de
timp)
Parametrizare vehicul sau organ
Topologia mecanismului
-Torsori şi momente aplicate în centrul
roţii(punctul K) (funcţie de timp = răspuns
dorit)
- Acceleraţii (funcţie de timp = răspuns
dorit)
Parametrizare fiecărui organ
Topologia mecanismului banc/vehicul sau
banc/subsistem
-Torsori şi momente aplicate fiecărui
organ (funcţie de timp)
- Acceleraţii (funcţie de timp)
FAZA I
Simularea
comportamentului
rutier al vehiculului
Model CAE/FEM
FAZA III
Simularea numerică
pentru fiecare organ
FAZA II
Simularea funcţionării
bancurilor/
subsistemelor
vehiculului
Localizarea zonelor de amorsare a fisurilor
Estimarea duratei de viaţă
RPC
20
Integrând aceste „standuri virtuale”, procesul de „simulare virtuală” a punţilor se realizează conform
schemei din fig. 2.5. Activităţile care se repercutează pe organigrama procesului de concepţie sunt prezentate în
fig. 2.6.
Simularea virtuală este de ajutor pentru validarea încercărilor fizice. Conform noilor concepte faza de
concepţie şi de testare va fi complet numerică.
Testarea automobilului pe standuri nu va mai fi ,deci, necesară. Vom putea imagina o simulare direct
pe modelul complet, în condiţii de utilizare client, şi obţinerea de rezultate de anduranţă pentru fiecare organ
şi pentru sistemul complet (fig. 2.7).
Faza III din procesul de simularea virtuală constă în dimensionara si validarea punţilor prin calcule.
Metodología de dimensionare si validare prin calcul static şi dinamic al pundilor consta in etapele :
- dimensionare: decelerarea verticală şi orizontală, analiză modală şi comportamentul pe drumuri rele
prin metoda superpoziţionării modale.
- post-tratament pentru calcul urmată de analiza structurală prin metoda contribuţiei modale
- procedurile de încercare ISO pentru caracterizarea datelor de material în static şi dinamic.
Obiectivul acestuor calcule este să se verifice dacă piesa studiată răspunde exigenţelor caietului de
sarcini pentru prestaţii statice, şoc şi dinamice . Pentru aceste calcule se ţine seama de reguli care descrise
fixează ipotezele pentru construirea elementelor finite, aplicate la sarcină şi analizarea rezultatului de la calcul.
2.4. Tipuri de calcule utilizate la dimensionarea şi validarea punţilor
Dimensionarea şi validarea punţilor se face utilizând în principal trei tipuri de analize:
- calculul static de tip incidental;
Fig. 2.6. Organigrama procesului de concepţie
Concepţie
vehicul/organ
Realizare
prototipuri fizice
Achiziiţionarea
datelor
Analiza statistică a
datelor RainFlow
Ok Producţie
NON
OK
Model CAE /FEM
Baza de date cu
încărcări
Scenarii de teste
„Teste accelerate”
Ok
NON
OK Simulare virtuală
Încercări pe banc
21
- calcul dinamic vibratoriu;
- calcul la şoc.
I) Calculul static de tip incidental cuprinde trei etape:
- realizarea discretizării (mesh-ul) piesei ;
Se efectuează automat plecând de la definirea CAD a piesei cu respectare regurilor acestei etape.
- încarcarea statică;
Constă în aplicarea unei deceleraţii verticale de 3,6g pe ansamblul piesei (Nastran- SOL 101).
- postprocesarea Constă în relevarea nivelului maxim al tensiunilor unitare echivalente după criteriul Von Mises pentru
piesa analizată. Obiectivul acestei analize este ca să se obţină rezultate semnificativ inferioare limitei elastice
admisibile de material (Rp0,2).
II) Calcul dinamic vibratoriu constă din parcurgerea următoarelor etape:
-discretizarea piesei;
Este în general similară cu etapă definită la calculul static.
-analiza modală;
Calcul analizei modale cu încastrare liberă se face cu programul NASTRAN – SOL 103, se extrag în
general primele cinci moduri proprii ale piesei. Obiectivul pentru punţi este de a avea prima frecvenţă
proprie mai mare de 30 Hz.
Piesele demontabile au un impact foarte mare asupra comportamentului vibratoriu global al
vehiculului. Caietul de sarcini vibratoriu este definit pentru evitarea sau minimizarea posibilelor riscuri de
cuplare a acestor moduri cu caroseria şi a solicitărilor provenite de la profilul drumurilor rele.
Punţile în configuraţia reprezentativă de fixare pe caroserie nu trebuie să aibă moduri proprii de
frecvenţă mai mici de 30 Hz.
- postprocesarea;
Pot exista două cazuri:
a) dacă prima frecvenţă este superioară valorii de 30 Hz:
- se calculează inertanţa (γ/F) în directiile X, Y şi Z pe un nod al piesei, apropiat de centrul de
greutate al ansamblului sau în punctele de legatură.
- se calculează transferul vibrator (γ/F) din centrul roţii (punctul K) în punctele de fixare ale asesora
pe caroserie, sau din suporţii de fixare a punţilor în ancadramentele caroseriei.
Pentru evaluarea inertanţei sau transferului vibrator se aplică un semnal de 1 N în intervalul frecvenţei
cuprins 0 Hz şi o frecvenţă corespunzătoare dublei celei de a 5a frecvenţe proprii calculate.
-calculul este efectuat direct cu softul ANAMODE plecând de la calculul de analiză modală
(NASTRAN – SOL 103) sau calcul de răspuns în frecvenţă (NASTRAN – SOL 111)
-se evaluează isorigiditatea (ω2
/K) pe direcţiile X, Y şi Z pentru o bandă de frecvenţă cerută.
-în final se calculează contribuţia modală în procentaj la 30 dB a primelor 10 moduri proprii ale piesei
sub inertanţa în Z a punctului apropiat centrului de greutate sau în punctele de legatură.
b) dacă prima frecvenţă proprie este inferioară la 30 Hz:
- este necesar să se caracterizeze comportamentul piesei la oboseală sub solicitări tranzitorii printr-un
calcul al deteriorări modale;
- calculul se face cu programul ENDURO folosind criteriul DANG VAN;
- plecând de la un semnal temporal real şi corespunzător unui ciclu de încărcare, se calculează
comportamentul piesei pentru o analiză de răspuns transitoriu utilizând metoda superpoziţiei modale cu
aplicarea condiţiilor limită de tip acceleraţie, deplasare sau efort (NASTRAN - SOL 112).
III) Calcul la şoc
- discretizarea piesei demontabile;
Este acelaşi ca cel definit în paragrafele precedente.
Calcululeste efectuat în static non-liniar cu o numerizare a curbei de ecruisaj sau a materialului folosit
- aplicarea sarcinii;
Calculul constă în aplicarea unei deceleraţii uniforme statice de 30g dupa axa Ox pe piesa demontabilă
22
- postprocesarea
Postprocesarea rezultatelor ne indică nivelul maxim al constrângerilor Von Mises pe piesă. Obiectivul
acestei analize este să se obţină constrângerile semnificative inferioare limitei de rezistenţă la rupere Rm a
materialului din care este constituită piesa.
Se vizualizează deformaţiile plastice în procentaj pe elementele constituente precum şi localizarea
plasticităţii maximale observate. Piesa demontabilă nu trebuie să se detaşeze sub solicitarea orizontală
indicată, Verificăm ca eforturile reacţiunilor în punctele de fixare ale piesei demontabile sa fie inferioare
limitei superioare de rupere în tracţiune şi de alungire elementelor de fixare.
2.4. Concluzii
În acest capitol, s-a prezentat aportul CAE în evoluţia procesului de validare. Pe măsură ce s-au
matematizat fenomenele fizice au fost create programe specializate de analiză virtuală a acestora. Programele
de calcul a fiabilităţii, corespunzătoare fiecărei faze virtuale ,au fost perfectionate continu până s-a ajuns la
acea variantă convenabilă cu care să se asigure o corespondentă între rezultatele fizice şi virtuale.
Validarea virtuală a fiabilităţii a căpătat o importanţă considerabilă, creindu-se o dependenţă
inevitabilă de acest proces, ţinând cont de constrângerile actuale ale pieţei de automobile.
Se indentifică astfel costurile procesului fizic necesar la validarea fizică, dacă se impune a fi realizată.
Pentru a se trece la acest proces s-au realizat baze de date pe diferite tipuri încercări fizice, stabilindu-
se criteriile de defectare asociate şi procedurile corespunzătoare.
Fiecărei faze a procesului virtual îi corespunde o listă de programe.
După analizarea diferitelor faze ale celor două procese (fizic şi virtual), concluziile sunt următoarele:
-Fazele I şi II (fizice) sunt în întregime realizabile virtual. Fazele I şi II (virtuale) facilitează analize
multiple pe standul fizic. Se poate lua în considerare o reunire a fazelor I şi II (virtuale) în una singură cu
scopul de a face încercări pe un singur model: modelul complet al vehiculului.
În prezent se utilizează destul de mult faza I fizică însemnând o perioadă de achiziţie de date pe pista
de referinţă. Faza II de validare a fiabilităţiii este realizată virtual utilizând programul ADAMS CAR.
Diferenţele care apar între fazele III (virtuală şi fizică) privesc:
-instrumentele matematice utilizate:
- Metoda ”Tocmai Necesar” pentru faza fizică;
- Algoritmi de calcul la oboseală (DANG VAN, WOHLER-MINER) pentru faza virtuală
-tipul de rezultate obţinute la sfarşitul fazei III;
- O fiabilitate R pentru faza fizică;
- Probabilităţi de ruptură (pentru piesa sau diferite zone ale piesei) pentru faza virtuală.
Constatăm că evaluarea numerică utilizată în faza III (virtuală) nu permite să accedem la noţiunea de
fiabilitate proprie fazei III (fizice), aceasta noţiune provenind de la metoda „tocmai necesar”. Rămâne să se
interpreteze rezultatele codului de calcul pentru a ne apropia de această noţiune de fiabilitate.
După calculul virtual se realizează cel puţin o încercare de fiabilitate pînă la distrugerea
sistemului(organului) căruia i s-a identificat prin calcul amorsa de rupere la oboseală.
Faza III (virtuală) rămâne de mare ajutor la localizarea zonelor de risc. Rezultatele privind estimările
duratei de viaţă prin instrumente de calcul relative la această fază, sunt adesea pesimiste în raport cu
rezultatele obţinute în timpul încercărilor fizice corespunzătoare. Astfel faza III rămane fizică pentru unele
subsisteme şi cuprinde o serie de încercari pe bancurile „Organe”. Pentru unele componente de punţi se
utilizează faza III virtuală, verificându-se prin cel puţin cu o încercare comportarea piesei pe stand.
Aşa cum s-a prezentat, în cazul în care procesul de validare va fi în întregime numeric, ne se pot îmbina
mai multe coduri de calcul de la faza I (virtual), la faza III (virtual). Am trecut în revistă programele care
conduc la automatizarea unei asemenea înlănţuiri, mai precis, automatizarea execuţiei diferitelor coduri de
calcul, să administreze schimburile de date între programele de simulare.
Utilizarea acestui tip de programe poate permite reducerea ciclurilor de calcul şi costurilor
corespunzătoare, astfel încât să se exploatează un număr crescut de posibilităţi de analiza a pieselor.
23
În cazul în care se doreşte sa se testeze un lot de piese presupuse reprezentative pentru o populaţie prin
utilizarea „Simulării Virtuale”, apare situaţia conform căreia, dacă se introduce acelaşi model de piesă şi
aceleaşi condiţii de încercări, se obţin în final aceleaşi rezultate. Totuşi, atunci când se efectuează aceleaşi
teste pe un banc de încercări „Organe”, se pot obţine rezultate diferite pentru piese din acelaşi lot.
De aceea se introduce astfel noţiunea de dispersie, pentru aceluiaşi eşantion de piese.
Totuşi, stimulând această dispersie cu scopul de a creea un lot de piese virtuale echivalent lotului de
piese fizice necesare, înainte de a cunoaşte cu exactitate ceea ce se produce în realitate, pot apare mai multe
variante:
-dispersia materialului pe aceaşi piesă;
-dispersia materialului între piesele aceluiaşi lot;
-dispersia geometrică între piesele aceluiaşi lot.
De aceea este necesar să se cunoască, care aspecte ale dispersiei intervin în principal într-un lot de piese
şi cum se ţine cont de acest aspect la simulare.
Programele de calcul de validare a fiabilităţii (faza III virtuală) permit astfel să se realizeze un ansamblu
de teste, ţinând cont de planurile de experienţă cunoscute.
În acest capitol s-a prezentat tipurile de calcule utilizate la dimensionarea şi validarea punţilor.
În lucrarea de faţă au fost utilizte primele două tipuri;calculul static şi calculul dinamic vibrator.
38
PROCESUL DE DEZVOLTARE VIBROACUSTICĂ
4.1. Introducere
Vibraţia reprezintă o mişcare alternativă în jurul unei poziţii de echilibru. Ea este definită de
amplitudine şi de frecvenţă. Amplitudinea corespunde nivelului maxim a unei vibraţii, pentru o vibraţie
mecanică aceasta poate reprezenta deplasări, viteze sau acceleraţii. Frecvenţele proprii cu cele mai mari
amplitudini de vibraţie sunt numite frecvenţe de rezonanţă.
Acestea sunt frecvenţele periculoase, care sunt luate în consideraţie pentru a le amortiza sau
elimina. Fiecare frecvenţă proprie este asociată unui mod de deformare numit şi deformare modală.
Modurile proprii depind de dimensiuni (forma corpului), masă, tensiune şi condiţiile la limită.
Apar două probleme importante legate de fenomenele vibro-acustice şi anume:
a. sensibilitatea omului la vibraţii mecanice sau acustice depind de amplitudine şi de frecvenţa
acestora.
b. structurile automobilului nu trebuie să aibă deformaţii generate de vibraţii mecanice mai mari
decit limita de elasticitate a acestora.
Caietul de sarcini este definit pentru evitarea sau minimizarea posibilele riscuri de cuplare a
modurilor proprii cu caroseria şi a solicitărilor provenite de la profilul drumurilor rele.
4.2. Analiza modală a punţilor
4.2.1. Consideraţii privin analiza modală O structură este, mai mult sau mai puţin, sensibilă la vibraţii în funcţie de caracteristicile sale modale.
Această sensibilitate la vibraţii se caracterizează printr-un număr de comportamente extreme la
anumite frecvenţe numite moduri proprii de vibraţie. Analiza modală numerică permite determinarea
caracteristicilor modale ale unei structuri.
Se presupune că piesa vibrează sub influenţa unui impuls iniţial. În acest caz interesează modul
propriu de vibraţie şi frecvenţa proprie de vibraţie care constituie baza modală a piesei.
Un mod propriu de vibraţie reprezintă unul dintre multiplele modalităţi de deformare a piesa atunci
când vibrează.
Sensibilitatea la vibraţii a oricarei structuri depinde de parametri caracteristici ai acesteia :
- frecventele proprii la care structura poate avea oscilatii de amplitudine extrema;
- modurile proprii, deformaţiile particulare sau deformaţiile modale ale acestor oscilaţii cu
amplitudine puternica asociate fiecarei frecvenţe proprii ;
- amortizarea modală care controlează amplificarea vibratorie corespunzatoare.
Acesti parametrii depind de proprietăţile fizice ale structurii şi de condţiile la limită.
Calculele de analiză modală sunt importante deoarece:
- Permite să cunoaştem sensibilitatea structurii studiate la frecvenţele de excitaţie pe care le vom
întâlni, în condiţiile de funcţionare. Pentru o piesă, care face parte din ansamblul punţilor de automobil,
dacă frecvenţele proprii corespund frecvenţelor de excitaţie ale şoselei, sau ale grupului motopropulsor,
trebuie modificată acea piesă pentru a scoate frecvenţele proprii din acel spectru de excitaţie.
- Baza modală a ansamblului punte poate fi comparată cu baza modală a caroseriei sau a unor
elemente ale acesteia şi astfel se pot evita frecvenţele comune sau apropiate, prin reorientarea proiectării
spre anumite frecvenţe. Dacă o frecvenţă a ansamblului punte este apropiată de frecvenţa unui panou din
habitaclu, de exemplu, poate apare o excitaţie importantă a acestui panou şi transformă habitaclu în cutie
de rezonanţă.
- În cazul unei analize modale cu condiţii limită, frecvenţele proprii ale caroseriei transmise asupra
articulaţiilor vor da o indicaţie asupra capacitaţii acestora de a filtra vibraţiile. O frecvenţă proprie scăzută
pentru anumite moduri cunoscute poate asigura o bună filtrare.
- Pentru a efectua un calcul de răspuns în frecvenţa sau de răspuns tranzitoriu, ar putea fi necesar,
în funcţie de metoda de calcul utilizată cunoaşterea bazei modale.
- Cunoaşterea frecvenţelor proprii permite bună alegere a intervalului de frecvenţe studiat pentru
calculul de răspuns în frecvenţă.
Din punct de vedere experimental, este interesant a se realiza o analiză modală numerică înainte de
experiment pentru a putea cunoaşte deformaţiile şi frecvenţele proprii şi a permite astfel să se poziţioneze
39
accelerometrele în zonele de interes. De asemenea, în cursul unei analize modale, este posibil să se
calculeze energiile de deformare care apar în zonele cele mai sensibile, şi care sunt generatoare de mişcări
vibratorii importante. Acestea sunt zonele ce trebuiesc tratate prioritar.
Ansamblurile complexe sunt practic imposibil de modelat în totalitate, datorită numeroaselor ipoteze
simplificatorii. De multe ori se recurge la validarea experimentală, care dă o încredere suplimentară că
modelele vor da rezultate precise. De asemenea, rezultatele experimentale pot fi folosite pentru a
reprezenta componente ce nu pot fi modelate cu precizie cât şi pentru a stabili gradul de amortizare internă
al unei structuri. Prin realizarea unei analize experimentale şi trecând apoi printr-un număr de iteraţii ale
modelului, schimbând rigiditatea îmbinărilor şi adăugând coeficienţi de amortizare, poate fi obţinută o
bună corelaţie între calcul şi comportarea structurii reale. Coeficientul de amortizre a unei structuri se
determină experimental.
În analiza modală răspunsul dinamic al structurii este reprezentat de suma răspunsurilor modurilor
individuale de vibraţie.
4.2.2. Utilizarea metodei elementelor finite în calculul analizei modale
Metoda elementelor finite este o tehnică bazată pe analiza numerică pentru obţinerea unor soluţii
aproximative care servesc la determinarea variaţiei parametrilor ce caracterizează medii continui, cum ar fi
câmpurile deplasărilor, deformaţiilor sau tensiunilor.
Conceptul de bază în procesul modelarii numerice cu elemente finite îl constituie conceptul de
aproximare prin discretizare. Aproximarea constituie o caracteristică esenţială a procesului de cunoaştere,
reprezentând una din formele principale de realizare a ei.
Este important ca discretizarea să fie suficient de fină pentru ca deformaţiile modale să fie
reprezentate corect fiind necesar să existe cel puţin patru elemente pe lungimea de undă. Aceasta implică
realizarea unei discretizări mai fine odată cu creşterea frecvenţei de studiu, deoarece lungimea de undă
scade odată cu creşterea frecvenţei.
Pentru benzile de frecvenţă, studiate în cazul elementelor punţilor, nivelul discretizării utilizat
pentru studiul dinamic este în general acelaşi cu cel folosit în cazul studiilor statice.
În general, se consideră că şase elemente pe lungimea de undă sunt suficiente pentru un studiu
dinamic corect.
În conformitate cu caietele de sarcini şi tipul calcului dinamic, pot fi efectuate două tipuri de
analiză modală:
- „liber-liber”- atunci când nu sunt luate în considerare constrângerile (condiţiile de margine sau
condiţii limită);
- cu condiţii impuse, atunci când sunt luate în considerare constrângerile.
În cazul analizei modale de tip „liber-liber”, structura studiată este considerată suspendată şi astfel
nu este supusă nici unui efort şi nici unei constrângeri. Acest tip de analiză permite obţinerea
caracteristicilor pure ale unei structuri, adică fără influenţe impuse de constrângeri sau de mediul exterior
(forţe, momente, etc.)
O analiză modală poate fi efectuată, de asemenea, şi cu condiţii limită particulare; aceste
constrângeri sunt în majoritatea cazurilor cele întâlnite în condiţiile de funcţionare.
De asemenea, un lucru important îl reprezintă şi introducerea în calcule a rigidităţii articulaţiilor,
sau rigidităţile impuse de fixarea pe şasiu.
În cazul studiilor dinamice, in care este impusa o anumita frecvenţa limita pentru apariţia primului
mod propriu, aceasta analiza este mult mai severa decât cea care tine cont de condiţiile limita impuse de
funcţionarea vehiculului. De fapt, aplicarea unor condiţii limita impune o anume rigiditate in structura,
ceea ce are drept consecinţa modificarea frecvenţelor proprii si astfel criteriile limita devin mai uşor de
respectat. Acest criteriu este fixat in funcţie de frecvenţele de excitaţie la care structura este supusă în
funcţionare, dar si de Frecvenţele proprii ale elementelor vecine.
O piesă descompusă în elemente finite (discretizată) va avea un număr propriu de vibraţii egal cu
suma gradelor de libertate din care se scad numărul gradelor de libertate anulate prin constrângeri.
Rezolvarea ecuaţiei de mişcare pentru modurile proprii necesita o forma simplificata in care sunt
introduşi termenul de amortizare si cel de încărcare. Ecuaţia scrisa sub forma matriciala este:
40
0
uKuCuM , (4.1)
unde [M] este matricea masa, [K] matricea de rigiditate, iar u vectorul deplasare.
O soluţie armonică adoptată este de forma:
tu sin (4.2)
unde este vectorul propriu si pulsaţia proprie.
Înlocuind soluţia in ecuaţia de mişcare si simplificând se obţine:
02 MK (4.3)
Soluţia nebanala a problemei modurilor proprii se reduce din punct de vedere al analizei modale la:
det 02 MK (4.4)
Ecuaţia (4.5) se reduce la
02 ii MK (4.5)
cu i = 1, 2, 3,....
Fiecare valoare proprie 2
ii si vector propriu i definesc un mod de vibrare liber al structurii.
Relaţia dintre valorile proprii i , Frecvenţele if si pulsaţiile proprii i este:
;2
iif ii (4.6)
4.3. Calculul modurilor proprii a punţilor şi a pieselor componente
Pentru analiza modurilor proprii de vibraţii ale punţilor faţă şi spate în variantele SERIE şi ECO, s-
a pornit de la modelul CAD al piesei, iar ca metodă de calcul s-a folosit metoda elementelor finite.
Pentru generarea CAD, a modelului cât şi pentru calculul analizei modale s-a utilizat programul
Nastran SOL 103.
Analiză modala a conceptelor punţi faţă si spate este utilă pentru un studiu mai amplu din
capitolele următoare de calculul dinamic al punţilor; calculul inertanţei şi a transferului vibrator, calculul
de anduranţă precum şi a previzionării nivelului de zgomot la frâna faţă.
Calculul analizei modale se efectuează pentru puntea faţă şi componentele montajului de roată al
acesteia şi pentru puntea spate, reţinându-se modurile proprii, care au energii de deformare mari.
Modurile proprii cu energii de deformaţii mari pot provoca ruperea piesei prin depăşirea limitei
elastice de material sau pot rezona cu alte piese din automobil care pot genera zgomote .
În acest capitol s-a urmărit realizarea unei analize modale efectuată prin calcule şi compararea
rezultatelor cu cele dateminate experimental şi cele prevăzute caietul de sarcini din tabelul 4.1.
Tabelul 4.1 Prima frecvenţă proprie ale punţilor şi a pieselor componente ale acestora
Punţi asamblate şi elementele
punţilor.
Prima frecvenţă proprie
sau intevalul acesteia (Hz)
Frecvenţe de
evitat/remarci
Punte faţa Punte faţa as. Mai mari de 30
Resort 50-120
bara antiruliu 70-100
cadru GMP corp solid 40-100
brat inferior 200-300
portfuzeta as.
cu tub exterior amortizor
Mai mare de 300
41
Amortizor faţă asamblat 75-160
Punte
spate
Zonă fixare articulatie şi
amortizor(puncteleA1,A2, T)
<300 80-120
190-270
Punte spate asamblată Mai mari de 300
Roată 14” Mai mari de 220
15” Mai mari de 204
16” Mai mari de 157
17” Mai mari de 145
aliaj de aluminiu Mai mari de 300
Pneu Mai mici de 30 Pneul funcţionează ca un resort
Între30 si 250 Frecvenţe de cavitaţie
Peste 250 Vibraţii amortizate de pneu
Toate frecvenţele proprii ale roţii si pneului se regasesc printre cele ale punţilor.
4.3.1. Rezultate obţinute prin calcul de analiza modală pentru cele două variante de discuri
Pentru versiunea de punte faţă SERIE se utilizează discul ventilat şi neventilat pentru cea ECO.
Calculul modurilor proprii s-a efectuat cu realizarea discretizării pieselor cu condiţii limită
interne în situaţia liber–liber. Pe o plajă de frecvenţe, de până la 5000Hz, s-au găsit 12 moduri de vibraţii
pentru versiunea SERIE şi 14 pentru cea ECO.
Frecvenţele proprii rezultate din calcul sunt prezentate în tabelul 4.2. Modurile de flexiune a pistei
de frânare se regăsesc în timpul frânării. Din analiza comparativă rezultă că deformaţiile discului ventilat
sunt mai reduse. În aceeaşi plajă de frecvenţe apar mai multe moduri proprii de vibraţii la discul
neventilat. Discul de frână este piesa care are cea mai mare deformaţie în timpul frânarii.
Tabelul 4.2. Frecvenţele proprii ale discurilor
Disc de
frână
neventilat
Deformaţia Disc de frână
ventilat
Deformaţia
Nr.
Crt.
Fréquence
(Hz)
Fréquence (Hz)
Ecart
1 1275 Flexiune pistă de
frânare după două
diametre
1536 Flexiune pistă după
două diametre 20.47%
2 1279 1539 20.33%
3 2051 Pompaj pistă 2919 Pompaj pistă 42.32%
4 2448 Flexiune pista după
trei diametre - -
5 2450 - -
6 2859 Flexiune pistă după un
diametru - -
7 2863 - -
8 3136 Ovalizare pistă după
două diametre 3173 Ovalizare pistă
după două diametre 1.18%
9 3165 3219 1.71%
10 3757 Flexiune pista după
patru diametre 3355 Flexiune pistă după
trei diametre -10.70%
11 3758 3356 -10.70%
12 - 3368 Flexiune pistA
după un diametru -
13 - 3677 -
14 4024 Pompaj bol disc 4176 Pompaj bol disc 3.78%
15 4640 Flexiune bol pe un
diametru 4867 Flexiune bol pe un
diametru 4.89%
16 4641 4874 5.02%
42
4.3.2. Rezultate calculului de analiză modală pentru portfuzetă
Pentru versiunea SERIE si ECO în varianta constructivă 10, s-a efectuat calculul modurilor
proprii cu realizarea discretizării piesei cu condiţii limită interne în situaţia liber–liber. Pe o plajă de
frecvenţe, până la 5000Hz s-au găsit 4 moduri de vibraţii pentru versiunea SERIE şi 6 pentru cea ECO.
Rezultatele acestor calcule sunt prezentate în continuare însoţite de fotografiile corespunzătoare.
Frecvenţele proprii rezultate din calcul sunt prezentate în tabelul 4.3, iar în fig. 4.1 se pot observa
imaginile corespunzătoare fiecărui mod propriu de vibraţie.
Tabelul 4.3. Frecvenţele proprii rezultate din calcul
Nr. mod
propriu
Frecventa[Hz]
Portfuzeta S Portfuzeta
ECO
1 1538.5 1013
2 2176.5 1605
3 2792.5 2472
4 3137 2628
5 - 4115
6 - 4417
Nr.
mod
Versiunea SERIE Versiunea ECO
1
2
3
4
43
5
Fig. 4.1. Vizualizate moduri proprii pentru portfuzetă
Se observă că majoritatea modurilor proprii sunt locale la levierul bieletei de directie, fixarea
amortizorului şi rotulei.Energiile de deformare sunt maxime tot pentru aceste parţi ale portfuzetei.
Pentru calculul zgomotului de rulare se face analiza modala a portfuzetei în ansamblu cu
amortizorul. Conform caietului de sarcini ansamblul este bine conceput dacă nu există nici un mod propriu
inferior valorii de 300 Hz. Cele două variante de portfuzete îndeplinesc această cerinţă.
4.3.3. Rezultate calculului de analiză modală pentru braţul inferior
Calculul s-a efectuat în situaţia realizarii meshului piesei cu condiţii limită interne în situaţia
liber–liber pentru piesă.
Rezultatele calcului modal sunt prezentate în tabelul 4.4.
Tabelul 4.4. Frecvenţele proprii rezultate din calcul
Nr.
mod
propriu
Frecvenţa
[Hz]
Deformarea modală
1 258 Flexiune după axa Y
2 319 Flexiune după axa Y
3 590 Flexiune după axa Y
4 905 Moduri localea zonei de
fixare rotulă şi a articulaţiilor
elastice
În acest caz avem de-a face cu frecvenţe proprii globale pentru braţul de SERIE.
Ranforsarea, braţului, s-a facut , prin utizarea unui material cu caracteristici mecanice superioare .
Prima frecvenţă proprie este de 258 Hz.
Caietul de sarcini vibroacustic, pentru un braţul puntii de top Mac Pherson, prevede ca prima
frecvenţă proprie să fie mai mare de 200 Hz.
4.3.4. Rezultate calculului de analiză modală pentru puntea spate
Calculul modurilor proprii s-a efectuat cu realizarea discretiz piesei cu condiţii limită interne în
situaţia liber–liber.
Modurile proprii ale punţii spate sunt prezentate în tabelul 4.5.
44
Tabelul 4.5. Modurile proprii ale punţii spate
Nr. mod
propriu
ECO Deformaţiile modale SERIE Deformaţiile modale
1 35 Torsiunea osiei în jurul axei Y 36 Torsiunea osiei în jurul axei Y
2 70 Flexiune în X 70 Flexiune în X
3 76 Flexiune în Z 76 Flexiune în Z
4 121 Moduri locale +Flexiune în X
element de legatură
123 Moduri locale +Flexiune în X
element de legatură
5 201 Fiune bară antiruliu şi element de
legătură în jurul axei Y
201 Torsiune bară antiruliu şi element de
legătură în jurul axei Y
6 201 Torsiune bară antiruliu şi element de
legătură în jurul axei Y + flexiune în
X
203 Flexiune în X bară antiruliu şi
element de legătur
7 202 Flexiune în X bară antiruliu în X
cu două deormaţii
202 Flexiune în X bară antiruliu cu două
deormaţii
8 250 Flexiune element de legătură în X
cu două deormaţii
260 Flexiune element de legătură în X
cu o deormaţie
9 268 Flexiune element de legătură şi bară
antiruliu în X In opozitie de fază
273 Flexiune element de legătură şi bară
antiruliu în X In opozitie de fază
4.3.5. Rezultate calculului de analiză modală pentru puntea spate asamblata varianta ECO
Calculul s-a facut cu modelarea ansamblului tînând cont de condiţiile limita externe (rigitităţile de
primire şi fixarile pe caroserie) şi de condiţii limită interne.
S-au analizat primele 6 moduri de vibraţii ale punţii spate asamblate, rezultatele obţinute sunt
prezentate în tabelul 4.6.
Tabelul 4.6. Modurile proprii de vibraţii obţinute
Nr.
mod
propriu
FRECVENŢA
(Hz)
Modul de deformare al ansamblului
punte spate
1 25.09 Deplasare simetrică stânga/dreapta pe
axa OY
2 28.27 Deplasare antisimetrică stânga/dreapta
pe axa OZ
3 28.79 Deplasare simetrică stânga/dreapta pe
axa OZ
4 30.44 Deplasare simetrică stânga/dreapta pe
axa OX
5 36.60 Deplasare simetrică stânga/dreapta pe
axa OY
6 39.85 Deplasare antisimetrică stânga/dreapta
pe axa OY
45
4.3.6. Concluzii
Analiza modală numerică Nastran este o etapa importanta în evaluare comportamentului dinamic al
punţilor.
Pentru organele care fac legătura la sol, conceperea acestora trebuie să ţină cont de caracteristicile
modale din două cauze:
- aceste organe sunt supuse direct la vibraţiile căii de rulare şi ale GMP ;
- ele constituie o cale de trecere a vibraţiilor de la sursa excitatatoare către caroserie
Piesele demontabile de pe caroserie (punţile) au un impact foarte mare asupra comportamentului
vibratoriu global al vehiculului. Caietul de sarcini vibratoriu este definit pentru evitarea sau minimizarea
posibileler riscuri de cuplare cu caroseria a solicitărilor provenite de la profilul drumurilor rele. Punţile, în
configuraţia reprezentativa de fixare pe caroserie, nu trebuie să aibe moduri proprii de frecvenţă inferioare
valorii de 30 de herţi. Puntea faţă şi spate asamblată are moduri proprii mai mici şi mai mari 30Hz.
Aceasta impune realizarea unui calcul dinamic complet:
- calculul inertanţei si transferului vibrator realizat în capitolele 5 şi 6. ( pentru frecvente
mai mari de 30Hz)
- calculul de anduranţă prin metoda superpoziţionării modale cînd avem frecvenţe mai mici
30 Hz.(calcul realizat în apitolul 3.6)
Analiza modală ne permite determinarea caracteristicilor modale ale structurilor punţi fata si spate
cum ar fi; deplasările sau energia de deformare, exceptând amortizarea modală.
Calculul energiilor de deformare reprezintă o informaţie importantă pentru identificarea zonelor
ce trebuie modificate pentru a elimina sau minimiza problemele cauzate de vibraţii. Zonele ansamblelor
punţilor sau pieselor componente care prezintă o energie de deformare importantă sunt zonele care sunt
afectate cel mai mult de acea deformare a modului considerat.
În consecinţă, modificarea acestor zone va avea drept consecinţă modificarea frecvenţelor şi a
deformărilor modale. În acelaşi fel se poate urmări densitatea de energie cinetică.
Din evaluarea tipurilor de deformare şi zonelor cu energii maxime de deformaţie şi din rezultatele
unui calcul cu rezultate în afara caietui de sarcini, se poate propune o altă iteraţie de reluare a calculului
în vederea ranforsării acelor zone.
Pentru portfuzeta s-au regăsit deformări mari locate pe levierul bieletei de directie şi pe zona de
fixare amortizor si rotulă .
Aceste zone au fost ranforsate prin modificarea formei geometrice şi a materialului într-o
variantă optima ( varianta 10 a portfuzetei ECO).
Pentru braţul de SERIE avem deformaţii globale mari .Ranforsarea s-a facut cu modificare
calitaţii de material.(XE280P în loc de XE)
Calcul de analiză modală este util pentru determinarea primei frecvenţe proprii a piesei care
trebuie corelată cu cea determinată prin încercare şi prevăzută în caietul de sarcini acustic al produsului.
Punţile trebuie să fie dimensionate corect pentru a nu intra în rezonanţă cu elementele din
vecinătate. Frecvenţele lor proprii nu trebuie să corespundă frecvenţelor de excitaţie sau cu frecvenţele
elementelor învecine. Din această cauză, caietele de sarcini pentru analiză modală specifică o limitare
minimă a frecvenţei de respectat. Prima frecvenţa proprie se compară cu cea determinată prin măsurarea
pe piesa fizică .Corelarea este buna daca diferenta dintre valoare acaculata su cea masurata este mai mic
ade 5%.
Punţile faţă şi spate în varianta SERIE şi ECO respectă această condiţie.
În cazul pieselor cu mişcare relativă, cum este discul de frână , previziunile în ce priveşte
zgomotul de frânare sunt fixate pentru acele moduri cu energie maximă de deformare a discului şi
deformaţii normale şi tangenţiale mari ale acestuia raportat la acelaşi tip de deformaţii tangenţiale şi
normale ale pieselor conjugate acestor piese (furca de frâna; etrier; plăcuţă de frână).
Prin calculul frecvenţelor proprii cu discretizarea pieselor realizată cu condiţii limită externe în
situaţia încastrat –liber sau identificat frecvenţele proprii, ale discului de frina, etrier si furca de frâna,
46
cu valori apropiate care tind sa ce egalizeze ca urmare a variaţiei rigiditaţii în timpul frânării şi pot
rezona generâd zgomot (capitolul 6).
Calculul dinamic permite, la fel ca şi celelalte tipuri de calcul, aflarea unor mărimi cum ar fi:
deplasările, tensiunile sau energia de deformare. În cazul analizei modale valorile rezultatelor obţinute
sunt relative deoarece ele nu sunt consecinţa directă a unor încărcări, dar permit aflarea frecvenţelor
proprii ale structurii şi estimarea comportamentului dinamic al acesteia. Pentru o analiză completă
studiul va fi continuat prin realizarea unei analize în frecvenţă(inertanţa si a transferul vibratoriu).
4.4. Măsurarea frecvenţelor proprii ale punţilor şi ale pieselor componente
4.4.1 Mijloace de măsurare
Pentru determinările experimentale s-a folosit un lanţ de măsură compus din următoarele
elemente:
- accelerometru tip PCB , model 353B04, sensibilitate 1,011 mv/m/s2;
- amplificator de măsură;
- ciocan pentru măsurători.
Setări soft:
- accelerometru , Filtru trece sus
1 Hz, Analiza FFT pană la 10000 Hz;
- analiza FFT a fost setată pe
3200 puncte de calcul.
Aceste elemente sunt prezentate
în figura 4.6.
S-a utilizat sistemul integrat
Soudbook cu softul SAMURAI
(SINUS Messtechnik Gmbh)
specializat în măsurători şi analiza de
vibraţii şi zgomote. Acest soft este
dedicat achiziţiei de date, analizei
semnalelor şi comanda unor diverse
aparate şi utilaje externe.
Ciocanul, cu ajutorul căruia se
loveşte piesa, pentru a se realiza vibraţiile, este special pentru măsurători de vibraţii şi are încorporat în el
şi un traductor de forţa ce este folosit în anumite măsurători.
Mijloacele de masurare a inertanţei şi transferului vibrator sunt prezentate în fig. 4.2.
4.4.2. Măsurarea frecvenţelor proprii pentru piesele punţii faţă
a) Măsurarea frecvenţelor proprii pentru discul de frânâ
Au fost efectuate mai multe determinări experimentale, traductorul fiind amplasat în diverse poziţii
pe disc. În figura 4.3 se poate observa montarea traductorului la partea laterală a discului.
Fig. 4.3. Rezultate obţinute în cazul aplicării forţei în partea opusă traductorului
Fig. 4.2. Ansamblul de componente utilizat pentru măsurători.
47
În toate cazurile studiate, prima frecvenţă proprie(fundamentală) se află în jurul valorii de 1559 Hz,
valoare apropiată de cea calculată de 1536 Hz, corespunzătoare modului 7 de vibraţie. Această valoare nu
este influenţată de poziţia traductorului sau de direcţia de lovire.Diferenţa dintre fecvenţele măsurate şi
cele calculate respectă abaterea de 5% maxim.În general, se obţin prin măsurători o valoarea mai mică a
primei frecvenţe proprii, faţă de cea obţinută prin calcul; aceasta se datorează amortizarii structurale a
piesei.
b) Măsurarea frecvenţelor proprii la roata din tablă de 13’’ În această analiză s-a constatat că frecvenţele proprii sunt identice, indiferent de zona de aplicare a
fortei. S-a observat o diferenţă a amplitudinii frecvenţelor datorată zonei de lovire şi respectiv intensitaţii
forţei. Prima frecvenţă proprie este de 220 Hz, deci mai mare de 200 Hz respectând astfel, prescripţia din
caietul de sarcini (fig. 4.4).
Poziţionare traductor Diagramă frecvenţe măsurate
Fig. 4.4. Rezultate obţinute în cazul traductor montat la partea laterală a jantei
c) Măsurare frecvenţelor proprii pentru braţ pe directia x
Fig. 4.5. Rezultate obţinute în cazul traductorului montat la partea laterală a braţului
Valoarea primei frecvenţe măsurate este apropiată de cea obţinută prin calcul şi anume de 258 Hz
(fig. 4.5)
d) Măsurarea frecvenţelor proprii pentru braţ asamblat cu flexiblocuri si rotula pe direcţia x
Fig. 4.6. Rezultate obţinute în cazul traductorului montat pe direcţia X
48
Prima frecvenţă proprie se obţine pentru 222 Hz –fig. 4.6 (CdC>200 Hz în punctul P1).
e) Măsurarea frecvenţelor proprii pentru montaj de roată faţă pe direcţia y
Fig. 4.7. Rezultate obţinute în cazul traductorului montat pe direcţia Y
Prima frecvenţă proprie se obţine pentru 200 Hz. Frecvenţele proprii ale ansamblului punte faţă
sunt mult mai mari decât a pieselor simple (fig. 4.7).
f) Măsurarea frecvenţelor proprii pentru puntea puntea spate
Fig. 4.8. Rezultate obţinute în cazul traductorului montat pe direcţia Z la mijlocul traversei
Prima frecvenţă proprie obţinută pentru puntea spate, în cazul traductorului montat pe direcţia Z la
mijlocul traversei este de 26 Hz (fig. 4.8).
4.5. Concluzii
Analizând corelarea primei frecvenţe proprii din caietul de sarcini, a celei calculate şi
măsurătorile efectuate se constată următoarele:
- la majortatea pieselor punţilor prima frecvenţă proprie măsurată sau calculată este mai mare decât
cea indicată în caietul de sarcini;
- frecvenţele proprii măsurate sunt mai mici decât cele calculate întru-cât la măsurare apre o
reducete ca urmare a amortizării interne, de care nu se ţine cont în calcul;
- diferenţele între prima frecvenţă proprie calculată şi valorile măsurarte sunt mai mici de 5%.
această toleranţă fiind admisă şicorelarea calcul/masurători acceptată;
- prima frecvenţă proprie măsurată, a braţului asamblat este de asemenea mai redusă dacât cea a
braţului simplu ca urmare a masei mărite, faţă de cel neasamblat; aceasta respectând de asemenea
caietul de sarcini vibroacustic.
- roţile din tablă si din aluminiu respectă de asemenea caietul de sarcini; frecvenţele măsurate fiind
mai mari .
- frecvenţele de rezonanţă nu depind de punctul în care se aplică sarcina.
49
5 . CALCULUL ZGOMOTULUI DE RULARE
5.1. Analiza în frecvenţă
Calculul de răspuns în frecvenţă permite estimarea comportamentului unei structuri în cazul unei
excitări dinamice forţate. Amplitudinea răspunsului este dată de cea a semnalului de intrare, de
caracteristicile modale ale structurii şi de rigiditatea generală. Se poate evalua astfel gradul de vibraţie al
unei structurii în funcţie de frecvenţă; răspunsul acesteia la o excitaţie fiind o combinaţie a modurilor
proprii. În acest tip de analiză este importantă luarea în considerare a amortizării, deoarece intervine direct
în amplitudinea funcţiilor de transfer.
5.2. Inertanţa
Inertanţa caracterizează rigiditatea dinamică a unui sistem în anumite puncte, fiind definită de
acceleraţia indusă unui punct printr-o excitaţie unitară în acest punct.
De asemenea inertanţa este un parametru important deoarece ea permite evaluarea rigidităţii induse
în structură. Cunoaşterea acesteia este deci importanta la nivelul punctelor de excitaţie sau de fixare a unei
structuri în funcţionare, acolo unde se efectuează principalul transfer vibrator. În punctele de excitaţie sau
fixare se introduc elemente de filtrare cu scopul de a atenua amplitudinea vibraţiilor în funcţie de
frecvenţă. Pentru funcţionarea unui elemet de filtrare, trebuie ca, rigiditatea piesei suport sa fie mai mare
de 5 - 10 ori .Aceasta rigiditate de primire în punctul de fixare al punţii se caracterizează prin curba de
inertanţă în funcţie de frecvenţă. Inertanţa unui punct este raportul acceleraţiei locale la forţa (i
i
F
) în
acelaşi punct pentru toate direcţiile.
Suportul punţii se comportă ca un resort şi vom avea inertanţa în acest punct:
kxk
x
Fi
i
22
.
.
(5.1)
Inertanţa reprezentată în decibeli se exprimă cu relaţia :
FdBR
log.20)(
(5.2)
unde reprezintă acceleraţia în m.s-2
şi F forţa de excitaţie în N.
Cunoscând acceleraţia în decibeli o corelare a acesteia cu acceleraţia exprimata în m/s-2
se face cu
relaţia:
γ = 10 γdB
/ 20
(5.3)
Cunoscând acceleraţia amplitudinii modului propriu ,exprimată în m/s-2,
în punctele de rezonanţă se
poate determina flexibilitatea structurii, exprimată în metri, în aceste puncte.
Pentru a estima importanta inertanţei calculate sau măsurate, aceasta se compara cu curba de îso-
rigiditate echivalentă: această curbă corespunde unui nivel mediu calculat pentru o structură, ce are o
rigiditate variabila în funcţie de frecvenţă.
Aceasta curbă este trasată cu formula următoare:
Rk(dB)=
K
2ωlog.20
(
(5.4)
50
Unde:
Rk este rigiditatea exprimata in dB ω = 2πν este pulsaţia exprimata în Hz
K îso-rigiditatea exprimata în N/m.
O corelare pentru rigiditatea exprimata in dB si cea exprimata in N/m se face cu relatia:
K = 20 x ω2 / 10
K dB
(
(5.5)
Valoarea iso-rigidităţii de 107 N/m reprezintă o valoarea utilizată frecvent de către constructorii de
automobile pentru suporţi de fixare ai punţilor pe caroserie. Analiza răspunsului în frecvenţă constă deci
în validarea structurii în raport cu un nivel de vibraţii pentru a ne asigura că acesta (răspunsul in frecventa)
nu este prea ridicat la o solicitare forţată. Analiza permite, în plus, identificarea zonelor sensibile
excitaţiilor ce intră în structură şi estimarea capacitaţii acesteia de a le filtra. În cazul în care structura nu
va fi validată în calcul de inertanţa deoarece nivelul vibrator este prea ridicat, este necesară modificarea
structurii prin reamplasarea punctelor de intrare a excitaţiei sau prin rigidizarea structurii. Evaluăm
isorigiditatea (ω2
/K) pe direcţie făcând diferenţa liniară dintre distanţe în dB a inertanţei in raport cu
isorigiditate 1.106
N/m pentru o bandă de frecvenţă cerută. Intervalul de frecvenţe pentru care se
calculează inertanţa este cuprins între 0 Hz şi o frecvenţă corespunzătoare dublului celei de a 5-a
frecvenţă proprie calculate.
5.3. Calcul inertanţei şi transferului vibrator
Calculul inertanţei s-a efectuat pentru discul de frână neventilat şi ventilat şi braţul simplu, iar
calculul de treansfer vibrator pentru braţul asamblat şi puntea spate asamblată. Obiectivele acestui calcul
sunt : prima frecvenţă proprie să fie în plaja din caietul de sarcini; identificarea frecvenţelor proprii care
pot creea zezonanţe; determinarea rigiditaţii piesei.
5.3.1. Calcul inertanţei discului ventilat
Primul mod propriu sa fie peste o valoare dată ce corespunde unei plaje de frecvente de excitatie a
motorului sau a rulajului.Analiza modala a discului s-a realizat în conditiile “liber-liber”, discul fiind
suspendat fară a fi supus la
eforturi şi constrângeri
exterioare (capitolul 4).
Calculul de inertantă
permite cunoaşterea
amplitudinilor deformaţiilor
asociate modurilor proprii.
Punctele de aplicare a
forţelor pentru calculul
inertanţelor: IP – aplicarea
sarcinii exterioare
tangenţial la pista de frânare
a discului; IRP- aplicarea sarcinii exterioare radial la pistă; IFAJ - aplicarea sarcinii exterioare pe suprafaţa
de asezare a diecului pe roată; IRM - aplicarea sarcinii exterioare radial pe bolul discului ( fig. 5.1, fig.
5.2). Rezonanţele apar la aceleaşi frecvenţe indiferent unde se aplică foţa excitaţia.
Ampitudinile maxime ale acceleraţiilor sunt în jur de 80dB, iar cele minime de 60dB.
Inertances MD_X41_Non_Ventile
-100
-80
-60
-40
-20
0
20
40
60
80
100
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Frequence [Hz]
Accle
ratio
n [d
B]
IFAJ
IP
IRM
IRP
Fig. 5.1. Inertanţa discului neventilat
51
5.3.2. Calcul inertanţei discului neventilat
Rezonanţele apar la
aceleaşi frecvenţe, indiferent
unde se aplică foţa excitaţia.
Ampitudinile maxime
ale acceleraţiilor sunt mai
reduse decît la discul ventilat.
Numarul cuplarilor
modurilor de rezonanţă este
mai redus decât la cel ventilat.
5.3.3. Calcul inertanţei
braţului simplu
Analiza modala a brţului s-a realizat în conditiile “liber-liber” , braţul fiind suspendat fară a fi supus
la eforturi şi constrîngeri exterioare, în plaja de frecvenţe 200-900 Hz .
S-a calculat inertanţa cu programul Nastran « SOL111 ».într-un punct al braţului; acelaşi în care s-
a aplicat excitaţia. S-au calculat acceleraţiile, în punctul considerat, pe cele 3direcţii. Rezultatele acestui
calcul sunt prezentate în fig. 5.3.
Cele 3 curbe reprezintă media acceleraţiilor în diferite puncte ale braţului în direcţiile X , Y si Z.
De obicei inertanta se calculează în centrul de greutate al piesei sau în punctele de legatură.
Prima frecvenţă proprie are valoarea de 258 Hz şi se încadrează în plaja indicată de caiecul de
sarcini. Sunt luate în consideraţie numai frecvenţele, care pot genera rezonanţe situate deasupra celor 3
curbe ( frecvenţele 258, 320 şi 590). Rigidităţile dinamice ale braţului trebuie să fie mai mari decât
valorile rezultate din calcul, după cum urmează, directia X : 1,5*104N/mm; direcţia Y: 0,5*10
4N/mm;
directia Z : 0,7*104N/mm.Rigiditatea dinamica a braţului trebuie să fie de 5-10 ori mai mare decât cea a
articulaţiei la care ordinul de marime este de 103
.(Rigiditatea dinamică a articulaţiei este 0,5103N/mm
pentru directia Ysi Z). În cazul când aceastea sunt sub media acceleraţiilor calculate, trebuie rigidizat
braţul.
Studiul modal experimental utilizează tehnica de analiză prin metoda de accelerometre şi constă în
determinarea frecventelor proprii prin analiza spectrală a functiei de transfer între semnalul de excitatie
generat de ciocanul de impact şi semnalul de acceleraţie masurat în diferite puncte de pe braţ.
Principalele caracteristici ale montajului sunt :
- Braţul triunghiular este suspendat de un support;
- Accelerometrele triaxiale sunt plasate în punctele indicate;
Inertances MD_X41_Disque Ventile
-120
-100
-80
-60
-40
-20
0
20
40
60
80
100
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Frequence [Hz]
Accle
ratio
n [d
B]
IFAJ
IP
IRM
IRP
Fig. 5.2. Inertanţa discului ventilat
Fig. 5.3. Inertanţa braţului simlu calculată în punctul marcat cu roşu
.
52
- Achizitionarea funcţiilor de transfer (FRF) pentru obţinerea frecvenţelor proprii sau a
deformaţiilor modale.
Compararea rezultatelor de calcul analiza modală şi încercări
În tabelul 5.1, de mai jos, se prezintă rezultatele comparative ale calculului de analiză modală şi
cele de la măsurători.
Tabelul 5.1 rezultatele comparative ale calculului de analiză modală şi măsurători. Liber-liber
[Hz] Calcul Măsurat Mesure-Calcul (%)
Modul 1(Hz) 258 255
Mesurat-Calcul
<5%
Modul 2(en Hz) 320 318
Modul 3(en Hz) 590 585
Modul 4(en Hz) 905 910
Pe curbele de ineranţă prezentate mai sus găsim aceleaşi 4 moduri proprii care se regasesc si la
măsuratori, dar la frecvenţe mai mici .
Diferenţa între măsurători şi calcul se datorează amortizării structurale a braţului.
Corelarea dintre calcul şi masurători este corectă; această diferenţă este mai mică de 5%.
5.3.4. Calcul transferului vibrator din rotulă în punctul A de fixare a braţului pe cadrul GMP
Calculul acestor rigidităţi dinamice sunt realizate pentru plaja de frecvenţe de 20-200 Hz, cu un
amortisment global de 3%. În tabelul 5.2 şi în fig. 5.4. se prezintă rezultatele comparative ale calculului de
transfer vibrator şi măsurători.
Tabelul 5.2. Rezultatele comparative ale calculului de transfer vibrator şi măsurători.
Liber-liber
[Hz] Calcul Incercare Mesure-Calcul (%)
Modul 1(Hz) 217 229 Mesurat-Calcul
<5%
Modul 2(en Hz)
318 325
Se observă o corelare destul de bună între calcul şi încercări pe zona de frecvenţe între 210Hz şi
350Hz. ecartul fiind mai mic de 5% pentru frecvenţe, iar amplitudinile acceleraţiilore sunt apropiate .
5.3.5. Calcul transferului vibrator de la puntea spate la caroserie
Calculul acustic s-a realizat pentru puntea spate în două configuraţii, în varianta ECO şi SERIE.
FRF: Excitatare "surub1 axa Z local" raspuns "6000555 axa Z local"
-70
-60
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
0 50 100 150 200 250 300 350
Fréquence (Hz)
Amplit
ude acc
éleratio
n (dB)
Direction Z - Calcul
Direction Z - Incercare
FRF: Excitatare "surub1 axa Z local" raspuns "6000555 axa Z local"
-70
-60
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
0 50 100 150 200 250 300 350
Fréquence (Hz)
Ampl
itude
accé
lerati
on (d
B)
Direction Z - Calcul
Direction Z - Incercare
Fig. 5.4. Transfer vibatoriu braţ asamblat
53
Obiectivul calculului este de evaluare ecart de prestaţie acustică la varianta ECO comparativ cu cea
de SERIE.
Calculele care fac obiectul acestui studiu sunt:
a) calculul de analiză modală pentru punte spate completă;
b) calculul de analiză modală punte spate;
c) calculul transferului vibrator (nivel 6 de dezvoltare şi validare).
În prosesul de dezvoltarea a punţilor se calculează nivelul de zgomot transmis de la roată , în
timpul rulării, către fixările punţii pe caroserie (fixarea braţelor punţii, fixarea amortizoarelor, aşezarea
arcurilor). Acest transfer poate fi limitat, controlat şi influenţat de modul cum este realizata puntea, de
forma şi de rigiditatea ei şi a plotului de fixare. Nivelul de zgomot maxim admis, provenit de la rulare
vehiculului în interiorul caroseriei se determină experimental şi este acceptat la un maxim cuprins între 65
şi 70 dBA. Având această limită, calculul se poate raporta la determinări reale şi printr-un număr mic de
iteraţii se poate stabili, care concept de punte realizează cel mai bine acest nivel de zgomot de rulare.
Descrierea criteriului acustic de nivel 6
Plecând de aplicarea unei excitaţii în centrul rotii (punctul K) se recuperează răspunsul structurii în
punctele de fixare.
Fie FKx, FKy si FKz eforturile transmise în centrul roţii (punctul K) , în una din cele două roţi
ale punţii în direcţiile x, y sau z.
Fij reprezintă forturile transmise la caroserie, prin punctele delegatură ale punţii cu caroseria,
(A(flexiblocuri), S (arc) şi U (amortizor)); reprezentând cele 6 puncte de intrare, j=1,2,3 reprezentând
cele 3 direcţii x, y sau z.
Se calculează eforturile Fij plecând de la acceleraţiile la intrarea în caroserie prin formula
următoare :
2
jkjFij
,
(5.6)
unde kj este rigiditatea caroseriei şij acceleraţia calculată in acelaşi punct.
Criteriul acustic de „nivel 6” reprezintă suma directă dată de relaţia:
ijijij FKz
Fij
FKy
Fij
FKx
FijKS
222
_
(5.7)
Rezultate obţinute la analiza de transfer vibrator în frecvenţă Calculul transferul vibratoriu al puntilor constitue nivelul 6 de dezvoltare şi validare al acestora.
Rezultatele calculului transferului vibrator global în suporţii de fixare ai punţi(punctulA), cei ai
amortizorului (punctul U) şi suportul de sprijin arc (punctul S) sunt prezentate în graficele de mai jos.
Transferul vibtator global rezultă ca o compunere a transferului vibrator în cele 6 fixări; ale punţii
amortizorulor şi suportilor de spijin al arcurilor pe caroserie.
S-a făcut un calcul comparativ, de analiză a transferului vibrator, între cele două punţi spate de
SERIE şi ECO, care sunt prezentate în fig. 5.5 şi fig. 5.6.
54
Nivelul maxim de amplitudine este la fel la cele două variante de punţi. Printre vârfurile acestui
transfer vibrator se pot identifica influenta modurilor proprii ale osiei semiindependentă la cele două
variante de punţi, ale roţii din tală şi pneului.
Se observă în plaja de frecvenţe 20-300 Hz o diferenţă de 2 dB între transferul global al punţii în
varianta ECO(V2) şi cea de SERIE(V1), la frecvenţele de 169Hz, 191 Hz şi 221 Hz
Fig.5.5. Rezultatul calculului trasferului vibrator.
Fig.5.6. Rezultatul calculului trasferului vibrator global.
55
Modurile proprii transferate în suporţii punţii cu frecvenţe egale cu prima frecvenţa proprie a
panourilor caroseriei, pot rezona, generând astfel zgomot în interiorul caroseriei. Se observă amplitudini
mari la transferul vibrator în suportul de sprijion al arcului (punctul S – fig. 5.7). Reducerea acestora se
poate face prin intercalarea unui element filtrant de cauciuc între resort şi caroserie. Frecvenţele care
rezonează cu caroseria şi care trebuie atenuate se regasesc în calculul de transfer vibrator din suporţii
punţii spate în ancadramentele: hayon, parbriz, tablier, planşeu lunetă.
5.3.6.Concluzii
Puntea spate SERIE are un comportament bun în ce priveşte transferul vibrator. În acest caz ne
interesează comportamentul vibrtor al punţii spate, in varianta ECO, comparativ cu cel al punţii spate
SERIE. Se observă că în intervalul de frecvenţe 20...250 Hz, se identifică trei zone în care nivelul virator
al punţii în varianta ECO depăşeşte nivelul punţii în varianta SERIE. Acestea depăşiri de nivel de zgomot
au loc la frecvenţele de 169 Hz, 191Hz şi 231Hz, după cum se observă din diagramele prezentate mai sus.
Din punct de vedere al zgomotului, varianta ECO este puţin mai dezavantajoasă în comparaţie cu varianta
SERIE. Diferenţele între cele două variante se datorează formei braţului. Aceasta diferenţe sunt de 2 dB
şi fiind mai mici de 10 dB nu necesită reproiectarea braţului. Forma aplatizată a braţului la varianta ECO
măreşte rigiditatea zonală a acestuia.
5.4.Calculul inertanţei în fixările punţilor cu caroseria şi transferului vibrator de la sistemul de
rulare la caroserie
Transmiterea zgomotului de rulare, de la calea de rulare, în habitaclu, se face solidian prin
intermediul punţilor asamblate, suporţii de fixare sau sprijin ai punţilor pe caroserie şi ancadramentele
caroseriei( pavilion, planseu, parbriz, hayon, tablier) Rigiditatea dinamică a suporţilor de pe caroserie
trebuie să aibă valori care sa asigure o bună filtrare a vibraţiilor transmise de punţi.Rigiditatea dinamică a
ancadramenteleor enumerate mai sus trebuie să evite apariţia rezonanţelor între frcvenţele proprii ale
punţilor şi panourile caroseriei.
Pentru o analiză completă a zgomotului de rulare este necesar sa evaluăm rigiditate dinamică
(inertanţa) a acestor suporti, precum şi transferul vibrator în ancadramentele caroseriei.
Fig. 5.7. Frecvenţele de rezonanţă din suporţii de fixare punte spate pe caroserie ( punctele A,U; S).
56
5.4.1. Analiza vibratorie a caroseriei sub influenţa rulării vehiculului
Obiectivele studiului
Aceasta analiza vibratorie este efectuată ţinând cont de caietul de sarcini acustic declinat pentru
un automobil ţintă. În caietul de sarcini vibro-acustic sunt prezentate:
- Rigidităţile dinamice ale fixărilor punţilor pe caroserie;
- Exigente pentru modurile proprii ale caroseriei;
-Exigentele pentru funcţiile de transfer vibrator din fixările punţilor la:tablier, parbriz,
pavilion, planşeu central, planşeu spate şi ancadrament de hayon.
Domeniu de studiu
Analiza bazei modale a unui model de caroserie, se realizează pentru calcule în liber-liber în plaja
de frecvenţe [0-250 Hz]. Calculele sunt efectuate cu Nastran (SOL 103 si SOL 108), integrând recalajul
static de moduri globale pentru a lua în considerare modurile proprii cu un amortisment constant de 3%.
Iso-rigiditatile echivalente de inertanţe, prezente în grafice şi în tabloul de sinteză următor, sunt
calculate prin metoda Channal standard. Pentru anumite inertanţe caracteristice, sunt adăugate
flexibilităţile modale statice. Aceste grafice indică modurile în care structura contribuie la supleţea
caroseriei sub diferite eforturi.
Pentru fiecare calcul : inertanţe, transferuri, flexibilităţi, se aplică un efort unitar pe trei direcţii X,
Y, Z.
Puncte de intrare ale eforturilor de rulare sunt: punte faţă dreapta, punte spate stânga. Transferul
vibrator se analizează pentru : tablier, parbriz, pavilion, planşeu central, planşeu spate şi ancadrament de
hayon (fig. 5.8).
5.4.2. Calculul inertanţei
Inertanelţe au fost calculate plecând de la o excitaţie unitară în cele trei direcţii pentru fiecare
punct de fixare al GMP şi al amortizorului la punte faţa dreapta şi punte spate dreapta , către principalele
ancadramente ale caroseriei. Sinteza acestor rezultate este prezentată în tabelul 5.5 de mai jos.
Curbele de inertanţă şi flexibilităţi
În fig. 5.9 şi 5.10 se prezintă curba de inertanţă şi flexibilitatea suporţilor de fixare al cadrului
GMP pe caroserie.
Din curbele de mai jos se observă la inertanţa în X, apariţia unei rezonanţe pe direcţia Y la
frecvenţa de 52de Hz.
Planşeul central al caroseriei, cu prima frecvenţă proprie mai mare de 50 heţi, poate rezona cu o
excitaţie, la frecvenţa de 52 de herţi, transmisă de la calea de rulare prin puntea faţă.
Fig. 5.8. Punctele de excitaţie de pe caroserie si zonele de transfer vibrator ale acesteia
57
Rigiditate fixării spate a cadrului GMP este bună în acest caz. Structura are supleţe şi e capabilă
să-şi facă funcţia de filtrare vibratorie. Pentru calculul vibroacustic sunt luale în considerare numai
rezonanţele la frecvenţe mai mari de 30 Hz, iar pentru calclul de anduranţă cele situate sub această
valoare. Zgomotul de rulare apare când avem rezonanţe cu panourile caroseriei(tablier, pavilion, hayon,
planşeu )
Rezonanţele mai mari de 10 dB, faţă de rigiditatea iso sunt periculoase. Pentru acestea trebuie
găsite soluţii de reducere a amplitudinii acesteia prin:
- adăugarea unui bator în suportul de pe caroserie;
- rigidizarea suportului;
- introducerea unei filtrăi în suportul piesei care se fixează pe caroserie.
Fig. 5.9. Inertanţa pe direcţia Y în suportul de fixare din faţă a cadrului GMP pe caroserie
Fig.5.10. Flexibilitate pe direcţia Y în suportul de fixare faţă, a cadrului GMP, pe caroserie
Din curbele de flexibilitate de mai sus rezultă amplitudini maxime de deformare, a suportului,
pentru frecvenţele de 52Hz pe directia Y. Aceste flexibilitati nu depăşesc alungirea sau limita elastică
a tablei din care sunt realizaţi suporţii. Flexibilitata, pe direcţia Y, este de 1,25x10-5
m. Tinând cont de
limita elastică a oţelului de 0,2%, rezultă o deformaţie, pentru o tabla 1,5 mm grosime folosită la acestă
fixare a cadrului GMP ,de 3 x10-3
% . Flexibilitatea de 1,2x10-5
m este cu mult sub limita elastică de 0,2%
pentru oţeluri tratate şi de 2% pentru cele netratate.
5.4.3. Calculul transferului vibrator din punctele de fixare a punţilor în ancadramentele caroseriei
Un rezultatul al calculului este prezentat în tabelul 5.3, iar în fig. 5.11 se prezintă transferul
vibrator de la suporţul din faţă de fixare al cadrului GMP la ancadramentul pavilionului.
Fig. 5.11. Curba de transfer vibrator din suportul din faţă al cadrului GMP în ancadramentul de pavilion
Torsiune globală a suportului de fixare faţă a cadrului GMP pe
caroserie
+ pompaj planşeu spate
Torsiune globală a suportului de fixare faţă a cadrului GMP pe
caroserie
+ pompaj planşeu spate
58
Tabelul 5.3. Transferul vibrator din punctele de fixare ale punţilor la Ancadrament de pavilion
În exempul de mai sus avem aceste valori ale rigiditaţii ancadramentului de pavilion, de 147 dB în
directia Z.
Analiza transferului vibratoriu al forţelor din suportul spate al cadrului GMP în ancadramentul
pavilionului se face în plaja primei frecvenţe proprii a pavilionului;între 100 Hz şi 150 de Hz.
Structura pavilionului amortizează, excitaţia provenită din suportul faţă a cadrului GMP, dacă
valorile transferului vibrator se situează sub ţinta de rigiditate.
În această plaja de frecvenţe a pavilionului transferul vibrator se situează sub rigiditatea fixată în
caietul de sarcini a ancadramentului de pavilion.
Totuşi aproape de frcvenţa, de 105 Hz, avem o valoare situată deasupra ţintei, de rigiditate, pe
direcţia Z de 13 dB. Sunt luate în considerare numai valorile care depaşesc 10dB; se procedează la
reducerea acestuia prin diminuare rigiditaţii piesei de caroserie sub nivelul din caietul de sarcini , sau prin
utilizarea unui bator, în suportul prin care se face transferul pentru a decala şi diminua frecvenţa proprie.
Ca urmare a rezultatelor necorespunzătoare la culele de validare dinamice şi celor de şoc au fost
aplicate pe vehicul unele ranforsari ale caroseriei; în special pentru marirea fiabilitatii şi încadrarii
automobilului la reglementările CEE şi ECE ONU.
CDC (dB)
Frecventa [Hz] Deplasări [dB] Diferenţa intre calcul şi CDC [dB]
Fixare fata dreapta
GMP
x -147 105 -138 9
y -147 105 -140 7
z -147 105 -134 13
Fixare spate dreapta de
punte fata
x -147 105 -141 6
y -147 100 -141 6
z -147 100 -137 10
Cupela amortizor fata
dreapta
x -147 103 -133 14
y -147 100 -133 14
z -147 103 -141 6
Palier Punte spate
dreapta
x -147 108 -143 4
y -147 100 -141 6
z -147 100 -140 7
Aşezare Resort spate
dreapta
x -147 108 -140 7
y -147 100 -141 6
z -147 100 -137 10
Cupela amortizor spate
dreapta
x -142 105 -137 5
y -142 105 -129 13
z -147 103 -140 7
59
6. CALCULUL ZGOMOTELOR PARAZITE ÎNREGISTRATE ÎN TIMPUL
FRÂNĂRII
6.1. Aspecte generale
În domeniul automobilelor, nivelul de zgomot perceput de ocupanţii acestora s-a diminuat continuu
datorita progreselor tehnice realizate în concepţia sistemului de rulare, aerodinamicii auto si motorului.
De actualitate sunt zgomotele parazite, de origine termomecanică, transmise pe cale aeriană, provenite
din fenomenul de frecare care rezulta in timpul frânarii, ca urmare a unei instabilităţii vibratorii a sistemului
garnitura/disc/etrier/suport, mai mult sau mai putin amplificate prin rezonanţe mecanice ale pieselor
învecinate. Mecanismul de generare se datorează instabilităţii vibratorii declanşate la frecarea dintre disc şi
plăcuţele de frână, în acest ansamblu, discul de frână având o influenţă mare.
Acest tip de fenomene instabile se caracterizează printr-o amplitudine a vibraţiei ce creşte exponenţial
cu timpul. O perturbaţie foarte slabă de echilibru a sistemului, poate produce răspunsuri vibratorii de nivele
foarte crescute. Zgomotul rezultat este similar celui provenit la scrierea cu creta pe tablă. Acesta se
caracterizează prin frecvenţe cuprinse intre 1 kHz ( scârţâit la frecvenţa de bază) şi 20 kHz scârţâit de înaltă
frecvenţa).O metodologie de calcul a pentru acest zgomot a fost dezvoltată prima dată, pentru sistemul de
frânare şi pentru ştergătorul de parbriz. Metodele de calcul convenţional nu permit rezolvarea acestui tip de
problemă ce reclamă dezvoltări specifice. Unul dintre aceste zgomote este „scârţâitul” (Grincement - în
franceză) la frânare care este foarte deranjant pentru client şi mediu şi se transmite pe cale aeriană, putând
atinge nivele acustice de 110 dB. Partea reală şi imaginară a vectorilor proprii cât şi nivelul energiilor de
deformare din sistemul montaj de roata ne dau informaţii privind frecvenţa şi stabilitatea modurilor proprii
ale sistemului.
Pentru calcul este necesară modelarea
întregului montaj de roată, care cuprinde:
discul de frână, garniturile de frână, etrier,
furcă, piston, portfuzetă, butuc (fig.6.1).
Contactele sunt modelate cu elemente
rigide, termenii care induc frecarea fiind
adăugaţi în matricea rigidităţii.
La piesele în contact se construiesc
interfeţe prin care se creează legătura între
acestea. Contactele sunt modelate cu
rigidităţi de contact.
În calcul se introduce funcţia de
frecare prin utilizarea legii lui Coulomb:
T=μN. Se introduce astfel un cuplaj între
efortul nominal (N) şi efortul tangenţial de
contact (T) prin intermediul coeficientului
de frecare (μ).
6.2. Consideraţii privind calculul instabilităţilor vibratorii
Dintre metodele de calcul utilizate, cea mai recentă şi care este şi cea mai aproape de o interpretare
fizică a fenomenului, este metoda propusă de MTS , care constă în parcurgerea următoarelor etape:
a) calculul bazei modale reale pentru un sistem fără contact tangenţial (μ=0);
b) calculul modurilor proprii complexe printr-o metodă analitică luând în considerare şi efectul frânării;
c) identificarea modurilor cuplate şi compararea parametrilor acestora cu impusul de criticitate de
apariţie a zgomotelor „scârţâit” sau „geamăt” la frânare.
Fig. 6.1. Ansamblu model CATIA V5.
60
6.2.1. Definirea unui criteriu critic pentru instabilităţi vibratorii
În cazul unui calcul clasic, singurul criteriu instabil exploatabil este valoarea reală proprie complexă.
Totuşi, acesta nu furnizează aici nici o indicaţie despre criticitatea apariţiei zgomotului „scârţâit”.
Decalajul frecvenţelor legat de temperatură, la dispersie, poate afecta de o manieră ne-neglijabilă valoarea
părţii reale. Este deci necesar să se determine un alt criteriu, mai slab. Pentru aceasta , MTS propune studiul
stabilităţii unui sistem plecând de la un concept de unire a modurilor.
a) Cuplarea modurilor
Fig. 6.2 se pune în evidenţă evoluţia frecvenţei în funcţie de coeficientul de frecare. La coeficientul de
frânare μ = 0 sistemul are două moduri de vibraţii la frecvenţele de 4242 Hz şi 4307 Hz, stabile, cu partea
reală zero. În cazul în care coeficientul de frecare creşte frecvenţele tind să se apropie devenind egale într-un
punct numit de fuzionare. Din acest punct cele două moduri au frecvenţe identice, dar părţi reale diferite de
zero. Unul dintre cele două moduri este stabil(parte reală negativă) iar celălalt este instabil(parte reala
pozitivă).
Parte reală = f (Coeficient de frecare) Frecvenţă = f (Coeficient de frecare)
Fig. 6.2. Evoluţia frecvenţei în funcţie de coeficientul de frecare.
6.2.2. Condiţii necesare de apariţie a instabilităţii
S-a văzut că identificarea modurilor pereche cu termenii de „cuplaj puternic” furnizează un criteriu.
Există două condiţii necesare pentru a avea termeni de cuplaj puternic:
1) o similitudine între deplasările relative normale şi tangenţiale;
2) deformaţii normale importante
1) O similitudine între deplasări normale şi tangenţiale
Instabilitatea e mare dacă produsul termenilor in cuplaj este mare. Ori acest produs este direct
proporţional cu deplasarea relativă (între disc şi placă). Fizic, o primă regulă pentru a avea un cuplaj puternic:
o deplasare relativă normală a modului i este asociată cu o deplasare tangenţială a modului j, şi o deplasare
normală a modului j este asociată unei deplasări tangenţiale a modului i. Cuplajul este puternic dacă cele două
condiţii sunt reunite, dar şi dacă una dintre condiţii este adevărată.
2) Deformaţii normale importante
Pe lângă această primă condiţie, trebuie ca deformaţiile normale să fie importante. Asta e confirmarea
că modul de flexiune al discului constituie sursa emisiei de zgomot. De asemenea, este verificat experimental
că modurile de flexiune ale discului cu 3, 4, 5, 6 şi 7 lobi ,sunt adesea asociate scrâşnirii şi pocnirii la frânare.
Energia de deformare a discului este mare in comparaţie cu celelalte moduri ale pieselor conjugate montajului
de roata.
61
6.3. Calculul comparativ al instabilităţii la frânare pentru montajele de roată faţă varianta SERIE şi
varianta ECO
Modelele CAD au fost discretizate cu ajutorul programului ANSA în elemente tetraedre parabolice.
Contactele între piese au fost modelat prin noduri coincidente legate cu elemente elastice cu o
rigiditate variabilă. Acest lucru se datorează presiunii variabile din sistemul de frânare pe parcursul frânarii.
Se efectuează două calcule utilizând aplicaţia NASTRAN, unul folosind soluţia SOL 103 (instabilităţi
şi moduri proprii de vibraţii) pentru instabilităţi iar altul utilizând soluţia SOL111 (evaluare raport energii de
deformare între disc şi celelalte piese ale montajului) pentru criticitate.
Calcul constă în următoarele etape:
- determinarea frecvenţelor la care apare acest zgomot în timpul frânării, pentru coeficienţi de frânare
de până la 0,6;
- reducerea amlitudinii sau modificarea frecvenţei de rezonanţă, prin modificarea rigidităţii pieselor
conjugate sau a geometriei acestora;
- utilizarea de materiale absorbante aplicate pe armătura metalică a plăcuţei care contribuie la
eliminarea sau atenuarea acestor efecte.
Pentru varianta ECO au fost luate în considerare două variante cu etrier monocorp şi cu etrier bicorp
6.3.1. Rezultatele calculului, de prognoză a apariţiei zgomotului la frânare, pentru montajul roată faţă
SERIE
Calculul şi rezultatele sunt prezentate sunt prezentate în tabelul 6.5.
Tabelul 6.5. Rezultatele calculului de prognoză a apariţiei zgomotului pentru montaj roată faţă SERIE
Din tabelul de mai sus rezultă că avem trei cuplări ale pieselor conjugate din montajul roţii la
ferecvenţa de 4,8 KHz, la frânarea automobilului, la mers în faţă şi două la mersul în spate, la frecvenţele de
1,3KHz şi 4,7 KHz.
Pentru prima situaţie prognoza de apariţie a zgomotului este de RISC CRESCUT la 4,8 KHz.
Pentru frânarea la mers în spate prognoza este de RISC SCĂZUT.
62
Rezultatele calculului pentru frânarea la mers în faţă Rezultatele calcululelor sunt prezentate în fig. 6.3 şi 6.4.
Fig. 6.3. Cuplările la 4.8 KHz din zona critică.
Rezultatele calculului la frânarea la mers în spate al automobilului. Pentru cuplările de la 4.7 KHz si 1,3 KHz, la mers înapoi al automobilului exista o eluare de RISC
SCAZUT. Din figura de mai sus se observă 10 situaţii, în jurul frecventei de 4700 Hz şi 8 in jurul celei de
1300 Hz, la care raportul dintre viteza normală si cea tangenţială este mai mare de 0,5 si cu energii mari de
deformare a discului. Modurile proprii ale discului şi etrierului au valori apropiate; Ca urmare a instabilităţii
din timpul frânarii (variaţia rigidităţii de contact la frânare) cele două moduri devin egale.Cuplare se
realizează la coeficientul de frecare de 0,35. Deformarea pieselor pentru fiecare din modurile de cuplare sunt
prezentate în fig. 6.5. La 4.7 KHz avem o cuplare a modurilor de disc şi furca etrier. Găsim astfel
similitudinea între deplasările relative normale ale discului (mod de deformare cu 4 lobi ) şi tangenţiale ale
plăcuţei de frână ca urmare a deformării furcii(mod de deformare prin torsionare a furcii). La 1,3KHz avem
4745 Hz 4755 Hz
Fig. 6.4. Deformarea pieselor pentru fiecare din modurile de cuplare
63
ocuplare a modurilor de disc şi rtrier. Găsim astfel similitudinea între deplasările relative normale ale
discului( mod de deformare cu 2 lobi) şi tangenţiale ale plăcuţei de frână ca urmare a deformării etrierului
(mod de flexiune a furcii).
În cazul mersului înapoi, la 1,3 KHz si 4,7KHz, modurile de cuplare sunt prezentate în fig. 6.24.
1250 Hz 1290 Hz
4720 Hz 4740 Hz
Fig. 6.5. Modurile de cuplare în cazul mersului înapoi.
Concluzie
În urma calculelor, frâna în varianta SERIE nu prezintă zgomot la frânarea la mers în spare.
Avem RISC RIDICAT de aparitie a zgomotului la frecvenţa de 4,8KHz,care se poate materializa prin
zgomot în cazul unor modificări nefavorabile ale datelor folosite în calcul. Acestea pot fi modificări ale
materialelor pieselor , sau schimbări de design ale acestora sau chiar condiţii meteo diferite cum ar fi
umiditate ridicată.
6.3.2. Rezultatele calculului de previzionare a apariţiei zgomotului pentru montaj roată faţă ECO cu
etrier MONOBLOC
Rezultatele calculului sunt prezentate în tabelul 6.6:
Tabelul 6.6. Rezultatele calcului pentru montajul de roata fata ECO cu etrier MONOBLOC Sens de rotatie
Mers inainte Frecventa
Hz Frecventa
Hz Rigiditate de contact (N/mm)
5800 6800
1.0E+04
2.0E+04
3.0E+04 287
4.0E+04 346 331
5.0E+04 372 384
6.0E+04 385 407
7.0E+04 391 419
8.0E+04 394 425
9.0E+04 395 429
1.0E+04 395 431
Aparitie 80% 70%
Nivel de instabilitate CRESCUT CRESCUT
Criteriu de criticitate DA RISC
Prognoza de calcul ZGOMOT RISC
64
CRESCUT
Din tabelul 6.6 rezultă că sunt două cuplări ale pieselor conjugate din montajul roţii la ferecvenţa de
5,8 KHz şi 6,8 KHz la frânarea automobilului la mersul în faţă. Pentru prima situaţie prognoza este de
ZGOMOT, iar pentru cealaltă de RISC CRESCUT.
Soluţiile utilizate frecvent pentru eliminarea zgomotului de frânare sunt :
- adăugarea unui material special(shim) pe suprafaţa exterioara a suportului metalic al plăcuţei
de frână;
- modificarea geometrica a pieslor cojugate( disc de frâna, etrier, furca de frâna);
- adăugarea unui bator pentru reducere unei frecvente de cuplare.
S-a utilizat iteraţia de adăugare a unui bator ,însa masa acestuia era mare(0,8 Kg) ,aceasta nefiind o
soluţie tehnologică Cea de a doua iteraţie de modificarea geometrica a furcii a constat în ranforsarea parţii de
reţinere exterioara a plăcuţei.Dupa aceste modificări masa suportului etrier a crescut cu 10 grame.
Cu această modificare s-a modificat prognoza de apariţie a zgomotului pentru ambele frecvenţe.
În figura 6.6 se prezintă acestă modificare.
Original (845 g) Modificat (855g)
Fig. 6.6. Modificarea furcii etrier
Rezultatele calculului reluat cu această ultimă modificare a furcii de frănă, sunt prezentate comparativ
cu cele anterioare, în tabelul 6.7:
Tabelul 6.7. Rezultatele calcului pentru montajul de roata fata ECO cu etrier MONOBLOC Model original Model furca modificata
Sens de rotatie
Mers inainte Frecventa
Hz Frecventa
Hz
Frecventa
Hz
Frecventa
Hz Rigiditate de contact (N/mm)
5800 6800 5800 6800
1.0E+04
2.0E+04
3.0E+04 287 296
4.0E+04 346 331 427
5.0E+04 372 384 484
6.0E+04 385 407 452
7.0E+04 391 419
8.0E+04 394 425 381
9.0E+04 395 429 389
1.0E+04 395 431 361
Numar de aparitii cuplare 80% 70% 30% 40%
Nivel de instabilitate RIDICAT RIDICAT RIDICAT RIDICAT
Criteriu de criticitate DA RISC DA DA
65
Pronostic de calcul ZGOMOT RISC RIDICAT
RISC SCAZUT
RISC SCAZUT
Prognozele de ZGOMOT şi de RISC RIDICAT se transformă în RISC SCAZUT. Se observă o mică
reducere a parţilor reale ale vectorilor proprii. Numărul cuplarilor se reduce pentru frecvenţa de 5,5KHz de la
8 la 3, iar pentru cea de 6,8 de la 7 la 4. Soluţia aleasă este tehnologică şi respectă regulile de conceptie
privind jocurile funcţionale intre piesele conjugate. Cuplarea se realizează la acelaşi coeficient de frecare; de
aproximativ 0,1. Deformările modurilor fiecărui cuplaj, ale discului şi furcii etrier, pentru Mers înainte, la 5.8
kHz, sunt prezente în fig. 6.7.
5770 Hz 5830Hz
Fig. 6.7. Cuplarea modurilor Discului si Furcii etrier la mers înainte, la 5.8 KHz:
6.4. Concluzii Din cele două variante de montaje ECO analizate, reiese că varianta cu etrier monobloc este mai bună .
S-a promovat această variantă întrucât este net superioară variantei cu etrier bicorp in ceea ce priveşte
rezultatele calcului de prognozare zgomot si in plus are un preţ de cost mai redus.
Aceasta variantă are de asemenea un preţ considerabil mai redus si decât cea de SERIE .Tehnologia
de obţinere a discului neventilat e mult simplificată , iar greutate se reduce aproape la jumătate.
Varianta cu disc neventilat este de asemenea mai bună in ce priveşte prestaţiile vehicul datorită
reducerii considerabile a masei nesuspendate .
66
7. CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUŢII PERSONALE ŞI DESCHIDERI
ALE TEZEI DE DOCTORAT
7.1. Concluzii generale
Teza de doctorat intitulată: “Cercetări privind optimizarea constructiv-funcţională a punţilor
autoturismelor moderne” a putut fi realizată după o îndelungată activitate de documentare şi studiere a
modalităţilor de dezvoltare în domeniul virtual şi de investigare experimentală a punţilor autoturismelor.
Aceste cercetări au fost făcute în domeniile, de dezvoltare şi validare, a fiabilitaţii şi vibroacusticii
punţilor; domenii cu o pondere mare în ce priveşte costurile de asimilare a acestor produse.
Dezvoltarea unor punţi noi se face pentru un automobil nou ţinând seama de caracteristicile acestuia,
sau pentru unul existent, cu scopul de a îmbunătăţi calitatea, sau de a reduce preţul de cost al acestora.
Punţile noi care fac obiectul acestei lucrări au fost denumite ECO şi sunt destinate să înlocuiască pe
cele existente de pe automobil care au fost denumite SERIE.
Dezvoltarea punţilor ECO s-a făcut într-o analiză comparativă cu cele de SERIE.
În capitolul 1 s-au abordat unele aspecte generale legate de concepţia automobilelor şi punţilor la
care se fac referire în capitolele următoare .
La început au fost prezentate caracteristicile automobilului pentru care sunt concepute punţile.
S-a prezentat dezvoltarea şi validarea în „V”, pe 8 nivele, a automobilului şi sistemelor acestuia şi s-a
făcut o descriere a fiecarui nivel, iar pentru unele s-au prezentat exemple cu date specifice punţilor ECO.
De asemenea au fost abordate noţiuni privind fazele de dezvoltare a punţilor.
Se prezintă soluţiile noi pentru puntea faţă şi puntea spate, derivate din proiectele existente cu piese
comunalizate de pe acestea sau noi.
Pentru a scoate în evidenţă diferenţele dintre conceptele noi şi punţile de SERIE, prezentarea s-a
făcut comparativ între cele două soluţii.
La acest proiect s-a avut în vedere relizarea unor punţi cu un preţ de revenire mai redus decît cel
existent aplicând principiile specifice legate de concepţia proiectelor noi şi anume:
- respectarea restricţiile reglementare în funcţie de zona geografică pentru care se realizează
proiectul;
- aplicarea ultimelor evoluţii în ce priveşte sistemele CAD/CAM/CAE;
- inovaţiile în domeniu;
- reguli de concepţie.
Punte faţă ECO este de tip „pseudo” Mac Phesson cu disc neventilat cu rulment de generaţia întâi şi
frână cu etrier pe colonete; Evoluţiile ascestei punţii au fost prezentate comparativ cu cea de SERIE.
Materialele pieselor componente sut frecvent utilizate pentru piese similare au caracteristici
superioare si pretiri mai reduse.
Puntea spate ECO este de tip semiindependentă cu bară antiruliu sudată de braţe.
Elementul de legătură oferă un centru de ruliu ridicat acestei punţi şi implicit o stabitate bună a
automobilului. Evoluţiile acestei punţi au fost prezentate de asemenea comparrativ cu cea de SERIE.
Tot în acest capitol s-a scos în evidenţă reducerea emisiilor de CO2 la noile concepte, comparativ cu
punţile de serie.
Prin reducerea masei punţilor, a frecărilor în cuplele de rotaţie şi translaţie se estimează o reducere a
emisiilor de CO2 cu 5,97 g/Km.
În capitolul 2 se prezintă evoluţia dezvoltării şi validării punţilor automobilului prin simularea
virtuală, ca urmare a performanţelor obţinute în ultimul timp în domeniul ingineriei asistate de calculator.
Experienţa acumulată în domeniul ingineriei şi mijloacele CAE tot mai performante au permis
realizarea unor corespondenţe matematice a fenomenelor fizice pentru care au fost create programe
67
specializate de simulare virtuală a acestora. Programele de calcul şi simulările corespunzătoare fiecărei faze
de dezvoltare a punţilor, au fost perfecţionate continu până s-a ajuns la o variantă convenabilă cu care să se
asigure o corespondenţă între rezultatele fizice ale validarii punţilor şi cele virtuale.
În acest capitol se prezintă şi evoluţia dezvoltării şi validarii în virtual a fiabilitaţii punţilor, acest
proces fiind valabil şi pentru alte domenii de dezvoltare ale puntilor (şoc, vibro acustică).
Ţinând cont de constrângerile actuale ale pieţei de automobile în ce priveşte costurile de dezvoltare şi
termenele de execuţie produs, validarea virtuală a fiabilităţii a căpătat o importanţă considerabilă, creindu-se
o dependenţă inevitabilă pentru acest proces.
Costul şi termenul de realizare a validării fizice a fiabilitaţii punţilor este considerabil mai mare decât
validarea virtuală. Pentru a se trece la acest proces, s-au realizat baze de date pentru diferite tipuri de
încercări fizice, stabilind criteriile de defectare asociate şi procedurile de lucru corespunzătoare.
Procesul fizic şi virtual de dezvoltare şi validarea a fiabilitţii cuprinde trei faze. Fiecărei faze a
procesului virtual îi corespunde o listă de programe. După analizarea diferitelor faze ale celor două procese
(fizic şi virtual), se desprind următoarele concluzii:
-Fazele 1 şi 2 fizice sunt în întregime realizabile virtual. Fazele 1 şi 2 virtuale facilitează analize
multiple pe standul fizic. Se poate chiar lua în considerare o reunire a fazelor 1 şi 2 virtuale într-o fază
unică cu scopul de a face încercări pe un singur model; modelul complet al vehiculului.
În prezent se utilizează încă destul de mult faza fizică însemnând o perioadă de achiziţie de date pe
pista de referinţă. Pentru reducerea costurilor se face achiziţionarea de date pe pista de referinţă pentru cel
mai uşoar şi cel mai greu automobil. Cu formule simple se calculează solicitarile pentru alte vehicule. Faza 2
de validare a fiabilităţiii este realizată virtual utilizând programul ADAMSCAR.
Diferenţe care apar între fazele 3 (virtuală şi fizică) privesc:
- Instrumentele matematice utilizate:
- metoda ”Tocmai Necesar” pentru faza fizică;
- algoritmi de calcul la oboseală (DANG VAN) pentru faza virtuală;
-Tipul de rezultate obţinute la sfârşitul Fazei3:
- o fiabilitate R pentru faza fizică;
- probabilităţi de ruptură, pentru piesa sau diferite zone ale piese, pentru faza
virtuală.
Cu toate progresele înregistrate de mijloacele CAD/CAM/CAE nu se poate ehivala în totalitate faza 3
virtuală cu cea fizică.
Având în vedere avantajul calculului virtual, se poate alege acest tip de validare, cuplat cu realizarea
unei singure încercări de fiabilitate până la distrugerea piesei încercate, careia i s-a identificat prin calcul
amorsa de rupere.
Faza 3 virtuală rămâne de mare ajutor la localizarea zonelor de risc. Rezultatele privind estimările
duratei de viaţă prin instrumente de calcul relative la această fază, sunt uneori pesimiste în raport cu
rezultatele obţinute în timpul încercărilor fizice corespunzătoare. Astfel faza 3 rămane fizică pentru unele
subsisteme şi cuprinde o serie de încercări pe bancurile de încercare. Pentru unele componente de punţi se
utilizează faza 3 virtuală , verificându-se prin cel puţin pe o încercare comportarea piesei pe standul de
încercare.
Aşa cum am văzut mai sus, în cazul în care procesul de validare va fi în întregime numeric, se poate
îmbina mai multe coduri de calcul de la Faza 1 virtuală, la Faza 3. Au fost trecute în revistă programele care
conduc la automatizarea unei asemenea înlănţuiri, mai precis, automatizarea execuţiei diferitelor coduri de
calcul care să administreze schimburile de date între programele de simulare.
Utilizarea acestui tip de programe poate permite reducerea ciclilor de calcul şi costurilor
corespunzătoare, şi astfel să se exploreze un număr crescut de posibilităţi de analiză a pieselor.
În cazul în care se doreşte să se testeze un lot de piese presupuse reprezentative pentru o populaţie
prin utilizarea „Simulării Virtuale”, se vor obţine în final aceleaşi rezultate. Când se efectuează teste pe
bancuri de încercări „Organe”, se pot obţine rezultate diferite pentru piese din acelaşi lot ca urmare a
dispersei, pentru acelaşi eşantion de piese.
Această dispersie poate avea mai multe aspecte, cum ar fi:
68
-dispersia materialului pe aceiaşi piesa;
-dispersia materialului între piesele aceluiaşi lot;
-dispersia geometrică între piesele aceluiaşi lot.
Stimularea dispersiei se face cu scopul de a creea un lot de piese virtuale echivalent lotului de piese
fizice, înainte de a cunoaşte cu exactitate ceea ce face dispersia pe acelasi aceluiaşi eşantion.
Este necesar să se cunoască care aspecte ale dispersiei intervin în principal într-un lot de piese şi
cum se ţine cont de acest aspect la simulare.
Programele de automatizare ne lasă posibilitatea de a varia parametrii de dispersie cu scopul de a
stimula anumite aspecte ale acesteia (material, suprafaţă, dimensiune), cărora ne va rămâne să le apreciem
importanţa.
Programele de calcul de validare a fiabilităţii permit astfel să se realizeze un ansamblu de teste
virtuale, ţinând cont de planurile de experienţă cunoscute sau personale.
O etapă importantă a Fazei 3 virtuale îl reprezintă calculul de dimensionare şi validare a punţilor.,
astfel; Sunt prezentate, în acest capitol, tipurile de calcule ale pieselor demontabile de pe caroserie; în
această categorie intrând şi punţile.
În capitolul 3 s-a abordat unul din domeniile de dezvoltare şi validare a punţilor cu cea mai mare
pondere în ce priveşte costurile de concepţie a punţilor.
La începutul acestui capitol, s-au prezentat unele noţiuni de fiabilitate, pentru a arăta corelarea dintre
fiabilitate automobilului în regim de exploatare client şi încercări. Corelarea dintre încercările fizice şi cele
virtuale este cuprinsă în caietele de sarcini ale punţilor sau pieselor componente.
Statistic s-a stabilit că pentru 99,5% fiabilitate vehicul la client, 6 piese trebuie să nu se defecteze după
încercarea ciclică normată la andurantă pe stand.
Încercrea a 6 piese pe stand este echivalată cu o fiabilitate de 90% pe pista de referinţă, care la rândul ei
este echivalată cu 99,5% fiabilitate a automobilului la client.
Fiabilitaea şi prestaţiile punnţilor stabilite şi echivalate în cele trei situatii( la client, pe pista de referinţă
sau pe stand) reprezintă nivelul 4 şi 5 de dezvoltare al punţilor.Realizarea caietulelor de sarcini sisteme punţi
şi validarea cu respectare acestor caiete,reprezintă nivelul 6 al dezvoltarea în”V”; caietele de sarcini ale
pieselor componecte constitue nivelul 7, iar geometria puntilor reprezintă si prototipurile realizate conforme
cu aceasta reprezintă nivelul 8.
Descriere sintetică a criteriului DANG VAN de evaluare a calculului de anduranţă, şi o prezentare în
paralel a validăii fizice şi virtuale a fiabilitaţii punţilor au fost prezentate tot în acest capitol.
În subcapitolul 3.5 s-a realizat cu programul ADAMS CAR, calculul cinematic şi dinamic pentru
determinarea parametrilor cinematici şi al solicitărilor punţilor şi componentelor acestora.
O altă posibilitate de determinare a solicitărilor, o reprezintă utilizarea rezultatelor determinate pe un
vehicul din aceeaşi categorie, pe pista de referinţă şi transformate apoi cu formule de propornaţiolitate, în
funcţie de parametrii constructivi ai automobilului şi punţilor studiate.
Rezultate calculului determinate în acet subcapitol au fost utilizate la încercarea punţilor şi la calculul
de dimensionare şi validare a acestora.
Încercarile pe stand s-au facut pe câte o punte spate asamblată din varianta ECO şi SERIE şi pentru
câte trei portfuzete stânga şi dreapta.
Aceste încercari s-au realizat pe prototipuri în varianta optimă, realizată după dimensionarea şi
validarea prin calcul (cap. 3.6), luându-se în consideraţie dispersiile importante geometrice şi de material ale
acestora.Un set de punţi s-au încercat şi pe automubil.
Scopul acestor încercări a fost şi de a verificarea corelarea dintre calculul de fiabilitate şi încercări.
Rezultalele încercărilor au fost asemănătoare pentru puntea spate şi portfuzetă, în cele două variante
conctructive; SERIE şi ECO. Fisura apărută, la punţile spate, la 20 % din obiectivul de încercare, nu a mai
avansat până la fializarea încercărilor (fig. 3.11 şi fig. 3.12).
Aceeaşi fisură s-a regăsit şi pe o punte spate ECO încercată pe un vehicul în regim de anduranţă la
client, după un rulaj de 100 mii de kilometrii. Se poate considera că în acea zonă are loc o detensionare a
ansmblului sudat dintre ranfortul elementului de legatură /elementul de legatură.
69
În subcapitolul 3.6 s-a efectut calculul de dimensionare a punţilor(validarea virtuală faza 3).
Dimensionarea prin calcul a punţilor a constat în:
- calculul static de tip incidental realizat cu programul NASTRAN SOL 101;
- calcul dinamic vibratoriu realizat cu programul NASTRAN SOL 111şi SOL 112.
La punţea faţă s-a efectuat calculul de dimensionare static de tip incidental şi calculul dinamic
vibratoriu, pentru portfuzetă şi braţ.
Pentru evaluarea calcului s-a utilizat algoritmul DANG VAN.
Avâd în vedere obiectivul de reducere a preţului de cost pentru punţi, s-a ales pentru portfuzetă, mai
întâi un material din fontă nodulară GS 52, cu un preţ de cost considerabil mai redus decât cel din oţel; Acest
material fiind utilizat frecvent pentru acest produs.
După calculul de andurantă pe toate variantele geometrice realizate, cu respectarea regulilor de
concepţie, s-au obţinut factori de securitate subunitari pentru unele zone funcţionale ale portfuzetei. Având
în vedere constrângerile geometrice pentru acest produs, s-a optat pentru varianta de material din oţel forjat
cu caracteristici mecanice superioare.
S-a ales pentru purtfuzetă un materialul din oţel D38MSV5S, utilizat de asemenea la acest produs, cu
caracteristici apropiate ale celui de SERIE (AF70), care nu se mai fabrică. Calculul de dimensionare static şi
de anduranţă s- a efectuat pe 6 variante de piese din acest material, pe ultimele 3 rezultatele fiind bune la
ambele calcule( static incidental şi de anduranţă).
S-a optat ca soluţie definitivă pentru varianta 10, realizată într-o forma geometrică tehnologică de
forjare şi uzinare.
Valoarea minima a factorului de securitate (FSP) rezultată din calcul a fost subuinitară (0,67) la
levierul bieletei de directie pentru varianta SERIE şi de 1,55 în aceeaşi zonă la varianta ECO.
Braţul de serie, deşi validat la lmită după criteriul Von Mises nu a corespuns la validarea de anduranţă
după şi evaluare după algoritmul Dang Van, motiv pentru care a fost schimbat materialul, păstrâdu-se aceeaşi
geometrie.
Pentru braţul de serie s-au obţinut, pentru factorul de securitate, valori subunitare, iar pentru varianta
ECO valorile sunt supraunitare.
Cea de-a treia piesa dimensionată şi validată prin calcul a fost puntea spate. Pentru a scoate în
evidenţă evoluţiile variantei ECO faţă de varianta SERIE, s-a făcut o analiză comparativă a calculului de
anduranţă pentru cele două variante ale punţii spate; Puntea de SERIE având o bună fiabilitate la client.
Cele două versiuni de punţi spate prezintă, în calcul, un risc de fisură pentru elementul de legătură şi
pentru cordoanele de sudură dintre ranfort element de legătură şi element de legătură.
În calcul găsim patru zone, care prezintă riscul de apariţie a fisurilor, pentru cele două versiuni; două
pe marginea decupată a elementului de legătură şi două cordoane ranfort element de legătură/element de
legătură şi cupelă/ranfort element de legătură. Pentru cordoanele de sudură dintre ranfort element de
legătură/element de legătură, comportamentul versiunii ECO este puţin ameliorat (10% pe partea exterioară).
Legătura cupelă/braţ, prezintă de asemenea, o ameliorare de 6% în partea interioară.
Legătura cupelă/ranfort element de legătură prezintă o netă creştere pentru versiunea ECO cu un FSF
minim de 0,79, în raport cu 0,42 pentru versiunea SERIE, în partea inferioară.
Pentru zona modificată a punţii ECO se observă un comportament ameliorat pentru cordoanele de
sudură dintre şapă punte spate/braţ, în comparaţie cu suduta dintre ranfort portfuzetă/braţ pentru versiunea
SERIE. Luănd ca etalon versiunea SERIE, după compararea rezultatelor, se poate formula concluzia că
versiunea ECO are un comportament ameliorat.
Un domeniu util în toate tipurile de calcul dinamic de validare şi dimensionare, este analiza modală,
care face obiectul capitolului 4.
Calculul dinamic permite aflarea unor mărimi de solicitare a pieselor cum ar fi: deplasări, tensiuni sau
energii de deformare. În cazul analizei modale valorile rezultatelor obţinute sunt relative deoarece ele nu sunt
consecinţa directă a unor încărcări, dar permit aflarea frecvenţelor proprii ale structurii şi estimarea
comportamentului dinamic al acesteia. Analiza modală constând în determinarea caracteristicilor dinamice ale
punţilor şi componentelor acestora prin calcul analitic sau experimental.
70
Caracteristicile modale permit determinarea modurilor prorii de vibraţii în situaţiile „liber-liber” sau
„încastrat-liber”. Calculul modurilor proprii nu ţine seama de forţa exterioară şi de amortizarea
internă(structurală).
Diferenţele între calcul şi încercări, de determinare a modurilor proprii, apar ca urmare a influenţei
amortizării structurale a piesei sau a unor disprsii ale piesi neluate în considerare în calcul.
In general frecvenţele proprii sunt mai reduse la încercara de determinare a modurilor proprii ca
urmare a amortizării structurale; Procentul de reducere acceptat este de 5%.
Calculele de analiză modală ale punţilor sunt importante deoarece:
-Permit să cunoaştem sensibilitatea acestora la frecvenţele de excitaţie pe care le va întâlni în
condiţiile de funcţionare. Pentru o piesă, care face parte din ansamblul punţilor de automobil, dacă
frecvenţele proprii corespund frecvenţelor de excitaţie ale şoselei, sau ale grupului motopropulsor, trebuie
modificată acea piesă pentru a scoate frecvenţele proprii din acel spectru de excitaţie;
- Baza modală a ansamblului punte poate fi comparată cu baza modală a caroseriei sau a unor
elemente ale acesteia şi astfel se pot evita frecvenţele comune sau apropiate, prin reorientarea proiectării spre
anumite frecvenţe. Dacă o frecvenţă a ansamblului punte este apropiată de frecvenţa unui panou din
habitaclu, de exemplu, poate apare o excitaţie importantă a acestui panou şi transformă habitaclu în cutie de
rezonanţă;
- În cazul unei analize modale cu condiţii limită, frecvenţele proprii ale caroseriei transmise asupra
articulaţiilor vor da o indicaţie asupra capacitaţii acestora de a filtra vibraţiile. O frecvenţă proprie scăzută
pentru anumite moduri cunoscute poate asigura o bună filtrare;
- Pentru a efectua un calcul de răspuns în frecvenţă sau de răspuns tranzitoriu, este necesar, să se
cunoască baza modală;
- Cunoaşterea frecvenţelor proprii permite o bună alegere a intervalului de frecvenţe studiat pentru
calculul de răspuns în frecvenţă, de andutranţă şi de şoc;
- La calculul de analiză modală, se calculeză energiile de deformare care apar în zonele cele mai
sensibile, şi care sunt generatoare de mişcări vibratorii importante. Acestea sunt zonele ce trebuiesc tratate
prioritar. Din calculul de analiză modală a portfuzetei a rezultat moduri proprii locale cu energii cinetice şi
deformaţii mari pentru zonele de fixare a bieletei de direcţie, a amortizorului şi a rotulei. În calculul de
anduranţă al portfuzetei s-a avut în vedere ranforsarea acestor zone;
Pentru braţ s-au obţinut moduri globale cu energii mari de deformare. Ranforsarea s-a făcut în acesct
caz prin utilizarea unui mateial cu caracteristici superioare.
- Realizarea analizei modale numerice înainte de verificarea experimentală ne permite să poziţionăm
accelerometrele în zonele de interes cu energii de deformare mari;
- Calcul de analiză modală este util pentru determinarea primei frecvenţe proprii (frecvenţa
fundamentală) a piesei, care trebuie corelată cu cea determinată prin încercare şi prevăzută în caietul de
sarcini acustic al produsului.
Punţile trebuie să fie dimensionate corect pentru a nu intra în rezonanţă cu elementele din
vecinătate. Frecvenţele lor proprii nu trebuie să corespundă frecvenţelor de excitaţie sau cu frecvenţele
elementelor vecine. Din această cauză, caietele de sarcini pentru analiză modală specifică o limită minimă a
primei frecvenţe proprii sau a unui interval de frecvenţe care trebuie respectat.
Prima frecvnţă proprie s-a determinat pentru analiza în frecvenţă (calculul inertanţei şi transferului
vibratoriu din capitolul 5) şi s-a comparat cu cea determinată prin măsurarea pe piesa fizică. Corelarea a fost
bună; diderenţa dintre valoarea calculată şi cea măsurată fiind mai mică de 5%. Punţile faţă şi spate în
varianta SERIE şi ECO respectă această condiţie.
În cazul pieselor cu mişcare relativă, cum este montajul de roata faţă, previziunile în ce priveşte
zgomotul de frânare sunt fixate pentru acele moduri cu energie maximă de deformare a discului( deformaţii
normale şi tangenţiale mari ale acestuia raportat la acelaşi tip de deformaţii ale pieselor conjugate;furca de
frâna; etrier; plăcuţă de frână).
Prin calculul frecvenţelor proprii cu discreditizarea pieselor, realizată cu condiţii limită externe şi
interne, în situaţia „încastrat –liber”, sau identificat frecvenţele proprii, ale discului de frâna, etrier şi furca de
71
frână, cu valori apropiate care tind să se egalizeze ca urmare a variaţiei rigiditaţii în timpul frânării şi pot
rezona producând zgomot.
Pentru montajul de SERIE s-au identificat câte trei situţii în care pot apare astfel de rezonanţe: la
frânarea pentru mers în faţă, în jurul frecvenţelor de 1559, 3353 şi 4756 herţi şi la frânarea în mers în spte la
frecvenţele de 4800, 1300 şi 4700 de herţi.
Pentru montajul punţii faţa ECO cu etrier monobloc sau identificat două posibile rezonanţe la
frânarea la mers înainte, în jurul frecvenţelor de 5800 şi 6800 de herţi, iar pentru varianta de montaj cu etrier
bicorp tot două în jurul frecvenţelor de 5200 şi 5900 Herţi.
Din calculul analizei modale la puntea spate se observă, pentru varianta ECO, o reducere a energiei
cinetice maxime şi o diminuare a deformaţiilor modurilor proprii locale (valori proprii mai mici decât la
varianta SERIE). Această îmbunatăţire se datorează noilor materiale, mai performante, folosite la puntea
ECO şi a formei constructive modificate în zona fixării montajului de roată spate. Această ameliorare s-a
observat în calculul de anduranţă.
În cazul analizei modale a punţii spate asamblate s-a ţinut seama de condiţiile limită interne şi externe
ale acesteia. Din calcul sau obţinut frecvenţe mai mari şi mai mici de 30Hz; Ansamblul punte spate este un
sistem demontabil de pe automobil. Analiza dinamică a punţii se face se face raportat la frecvenţa de 30Hz.
Modurile proprii ale punţilor, cu frevenţe mai mici de 30 Hz pot rezona la frecvenţe egale generate
de diverse categori de căi de rulare. Rezonanţa, poate avea ca efect depăşirea limitei elastice a structurii.
Analiza dinamică a punţii spate constă în calculul prin metoda superpoziţiei modale folosind
programul Nastran SOL 112, sau prin realizarea calcului în regim tranzitoriu folosind programul ENDURO
şi cu evaluarea anduranţei dupa criteriul DANG VAN( realizat în capitolul3).
Pentru modurile proprii cu frecvenţe mai mari de 30 Hz s-a realizat calculul de analiză în fercvenţă
(transfer vibrator caitolul 5).
Tot în acest capitol s-a abordat măsurarea frecvenţelor proprii, determinarea primei frecvenţe proprii
şi măsurarea transferului vibrator la braţul faţă asamblat şi la puntea spate.
Prima frecvenţă proprie masurată pe piesele componente ale celor două punţi faţă şi spate în varianta
de SERIE, respectă valorile indicate în caietul de sarcini.
Analizând corelarea primei frecvenţe proprii din caietul de sarcini cu cea calculată şi măsurătorile
efectuate, se constată următoarele:
- La majortatea pieselor punţilor prima frecvenţă proprie măsurată sau calculată este mai mare decât
cea indicată în caietul de sarcini. Frecvenţele proprii măsurate sunt mai mici decât cele calculate deoarece
la măsurare apre o reducere a acestor valori ca urmare a amortizării interne, de care nu se ţine cont în
calcul;
- Diferenţele între prima frecvenţă proprie calculată şi valorile măsurarte sunt mai mici de 5%.
această toleranţă fiind admisă şi astfel corelarea calcul/masurători acceptată. Amortizarea structurală este
de maxim 5%;
- Frecvenţe mai mari determinate experimental decât cele obţinute prin calcul se datorează dispesiei
geometrice sau de material care nu au fost luate în calcul;
- Prima frecvenţă proprie măsurată, a braţului asamblat este de asemenea mai redusă dacât cea a
braţului simplu ca urmare a masei mărite, în comparaţie cu braţul simplu; aceasta fiind în concordanţă cu
specificaţiile caietului de sarcini vibroacustic;
- Roţile din tablă şi din aluminiu respectă de asemenea caietul de sarcini; frecvenţele măsurate fiind
mai mari decât minimul indicat în caietul de sarcini.
Corelarea dintre măsuratori şi specificaţiile prevăzute în caietele de sarcini s-a verificat pentru
majoritate pieselor componente ale punţii faţă şi spate.
În capitolul 5 s-a tratat calculul zgomotului de rulare (calculul de răspuns în frecvenţă). Acest calcul
permite estimarea comportamentului unei structuri în cazul unei excitări dinamice forţate.
Amplitudinea răspunsului este dată de amplitudinea semnalului de intrare, de caracteristicile modale
ale structurii şi de rigiditatea generală.
72
În funcţie de punctul de observaţie al răspunsului în raport cu punctul de excitaţie, se realizează două
tipuri de analize:
- în cazul în care puncul de excitaţie şi cel de transfer sunt identice, se estimează amplitudinea
vibraţiei, aceasta fiind legată de caracteristicile modale dar şi de rigiditatea structurii (acest tip de calcul ne
oferă rigiditatea dinamică din punctul de vedere considerat);
- în cazul în care aceste puncte diferă, se estimează transferul vibrator, adică acea capacitate a
structurii de a transmite, filtra sau amplifica vibraţiile.
În calcul de analiză în frecvenţă se ia în considerare amortizarea structurii, deoarece intervine direct
în modificarea funcţiilor de transfer. Amplitudinile vibraţiilor la rezonanţă sunt limitate datorită amortizării.
Acest factor intervine de asemenea şi în cazul capacităţii de filtrare a unui sistem. În fixarile punţilor
pe caroserie se intercalează elemente de amortizare a ampitudinilor vibraţiilor sau de decalare a frevenţelor
proprii de zezonanţă.
Principala dificultate în realizarea acestui calcul o reprezintă determinarea coeficientului de
amortizare, deoarece sistemele reale amortizează, dar nu se cunoaşte care este modelul de amortizare. La
analiză în frecvenţă se ia în calcul amortizarea specifică materialului din care este realizată piesa.
- În funcţie de tipul de amortizare al structurii, calculul de răspuns în frecvenţă are la bază una din
următoarele ecuaţii:
- atunci când considerăm că amortizarea este vâscoasă, [K+i..B-².M].u = F,
unde K, B et M sunt respectiv matricele de rigiditate, de amortizare vâscoasă şi de masa;
- atunci când amortizarea este structurală, [K+i.K'-².M].u = F.
Pentru realizarea acestui tip de calcul există două posibilităţi: metoda directă, sol 108 sau metoda
modală, sol 111.
Calculul de răspuns în frecvenţă permite deci estimarea comportamentului dinamic al structurii
supuse unei excitaţii forţate. Acest calcul este numit INERTANŢĂ.
Inertanţa caracterizeaza rigiditatea dinamică sau acustică a unui sistem în anumite puncte. Ea este
definită de acceleraţia indusă unui punct printr-o excitaţie unitară în acest punct. Inertanţa este un parametru
important deoarece ea permite evaluarea puterii induse în structură ce este transmită restului structurii.
Cunoaşterea acesteia este deci importante la nivelul punctelor de excitaţie sau de fixare a unei
structuri în funcţionare, acolo unde se efectuează principalul transfer vibrator.
Obiectivul calcului este de a afla răspunsul la excitaţiile punctelor caracteristice de intrare a vibraţiilor
cum ar fi punctele de fixare a braţului.
Calculul cu programul NASTRAN furnizează rezultatele ce cuprind amplitudinea acceleraţiei în
funcţie de frecventă pe cele trei direcţii ale punctului de studiat. Continuarea studiului dupa calcul, consta în
identificarea modurilor în plaja de frecvenţe considerată şi zonelor implicate. Modificarea acestor zone poate
duce la diminuarea rezonanţei şi de asemenea a nivelului vibrator pentru aceasta plaja de frecvente.
S-a realizat calculul inertanţei pentru braţul neasamblat în varianta ECO şi pentru discul ventilat si
discul neventilat penru care putem concluziona:
- Rigiditatea discului ventilat(SERIE ) este mai mare decât a celui neventilat(ECO);
- În aceeaşi plajă de frecvenţe proprii discul neventilat are mai multe moduri proprii;
- Indiferent unde se alică forţa de excitare rezonanţele se obţin la aceleaşi frecvenţe;
- ampitudinile acceleratiilor la rezonanţă sunt mai mari pentru discul neventilat.
Rezultalele obţinute la calculul comparativ al inertanţei celor două forme constructive de piese poate fi
generalizat si pentrualte piese.
Pentru braţ obiectivul calcului a fost de a afla răspunsul la excitaţiile în punctul de fixare pe cadru
GMP (punctul A marcat cu roşu), la solicitări provenite de la cadru GMP sau de la calea de rulare.
S-a determinat astfel rigiditatea braţului, în acest punct, pe direcţiile X, Yşi Z, ordinul de mărime al
rigiditatiilor braţului fiind corect.
Rigiditatea dinamică a braţului trebuie să fie de 5-10 ori mai mare decât a articulaţiei la care ordinul
de marime este de 103
(rigiditatea dinamică a articulaţiei este 0,3*103 pentru directia X şi Z).
Calculul inertanţei a fost corelat cu încercarile; sau obţinut frecvenţle de rezonanţă la valori apropiate
cu cele determinate experimental
73
Calculul transferului vibrator s-a realizat pentru braţul asamblat şi puntea spate. Pentru braţ s-a
verificat, prin încercare, transferul vibrator din zona de fixare a rotulei (punctul E) în punctul de fixare pe
cadru GMP (punctul A) pe direcţia Z.
Corelarea dintre calcul şi încercări, pe zona de frecvenţe între 210Hz şi 350Hz, respectă ecartul de 5%
pentru frecvenţe, iar pentru amplitudinea forţelor de transfer valorile sunt apropiate.
Transferul vibrator al punţii spate s-a făcut printr-un calcul de analiză comparativă între puntea
SERIE şi ECO. Obiectivul calculului a fost de evaluare a ecartului de prestaţie acustică a variantei ECO în
raport cu cea de SERIE .
Calculule care au făcut obiectul acestui studiu au fost:
- calculul de analiză modală pentru punte spate completă (relizat în capitolul 4);
- calculul de analiza modală pentru cele două variante de punţi simpe (capitolul 4);
- calculul transferului vibrator (criteriu nivel 6 de dezvoltare) cu efort în centrul roţii
(punctulK).
Acest criteriu permite să se ţină seama de transferul vibrator din centrul roţii la caroserie. Nivelul
maxim de amplitudine a forţelor este la fel la cele două variante de punţi.
Printre valorile extreme ale acestui transfer vibrator se pot identifica influenţa modurilor proprii ale a
celor două variante de punţi simple si ale punţii asamblate(influenţa roţii din tablă şi pneului).
Modurle proprii ale punţilor care sunt transmise caroseriei sunt:
- torsiune in jurul axei Y cu frecvenţa de 35 Hz la varianta ECO şi 36 Hz la SERIE;
- flexiune bară antiruliu în X cu frecvenţa de 70 Hz (mod identic la cele doua variante).
Modul propriu de basculare a roţii din tablă cu frcvenţa de 221 Hz este de asemenea transferat
caroseriei.
Celelalte forţe transmise caroseriei până la 250Hz pot proveni de la modurile de cavitate ale pneului.
Se observă în plaja de frecvenţe 20-300 Hz o diferenţe maxim de 2 dB între transferul global al punţii
în varianta ECO (V2) şi cea de SERIE (V1), la frecvenţele de 169 Hz, 191 Hz şi 221 Hz.
Această diferenţă nu are impact vibroacustic negativ.
S-au marcat de asemenea rezonanţele transferului vibrator în punctele de fixate ale puntii(punctil A),
punctele de fixare amortizor (punctul U) şi cel de aşezare a arcurilor spate (punctul S).
Se observa amplitudini mari în punctele S de aşezare a arcurilor.Reducerea acestora se poate face prin
intruducerea unor elemente de amortizare(tampon de cauciuc) între resort şi caroserie.
Pentru a vedea care dintre aceste excitaţii rezonează cu ancadramentele panourilor caroseriei se
urmareste corespondenţa acestora cu rezonanţele transferului vibrator din punctele A, U şi S(capitolul 5.4.6)
Pentru o analiză completă a zgomotului de rulare, s-a evaluat rigiditate dinamică (inertanţa) a
suporţilor de fixare a punţilor pe caroserie precum şi transferul vibrator în ancadramentele caroseriei.
Transmiterea zgomotului de rulare, de la calea de rulare, în habitaclu, se face solidiar prin intermediul
punţilor asamblate, suporţilor de fixare sau sprijin ai punţilor pe caroserie şi ancadramentele caroseriei
( pavilion, planseu, parbriz, hayon, tablier).
Rigiditatea dinamică a suporţilor de pe caroserie trebuie să aibă valori care să asigure o bună filtrare
a vibraţiilor transmise de punţi. Rigiditatea dinamică a ancadramenteleor enumerate mai sus trebuie să evite
apariţia rezonanţelor între frcvenţele proprii ale punţilor şi panourile caroseriei.
Calculele de analizei în frecvenţă a caroseriei pentru evaluare zgomotului de rulare au constat în:
- relizarea discretizării caroseriei;
- calcul de analiză modală;
- calculul inertanţei suporţilor de fixare a punţilor (rigiditaţi şi amplitudini de deformaţii);
- calculul transferului vibrator al forţelor din suporţii punţilor în ancdramentele caroseriei.
Pentru aprecierea rezultatelor calculului deformaţiilor în suporţii de fixare, s-a făcut o descriere a
acestora, fiind prezentate şi grosimile de tablă din componenţa suporţilor.
Valorile calculate ale inertanţei şi transferului vibrator au fost comparate cu cerinţele caietului de
sarcini.
74
Inertanelţe au fost calculate plecând de la o excitaţie unitară în cele trei direcţii pentru fiecare punct
de fixare al GMP şi al amortizorului la punte faţă dreapta şi punte spate dreapta, către principalele
ancadramente ale caroseriei.
Curbele de inertanţă şi rigiditatea mediană calculate sunt prezentate comparativ cu rigiditatea
dinamică prevăzută în caietul de sarcini.
Curbele mediane de inertaţă trebuind să se situeze sub rigiditatea dinamică.
Din curbele prezentate se observă la inertanţa în X, apariţia unei rezonanţe pe direcţia Y la frecvenţa
de 52de herţi şi pe direcţia Z la 23 de herţi (Fig.5.25.;Fig.5.26).
Planşeul central al caroseriei, cu prima frecvenţa proprie mai mare de 50 Hz, poate rezona cu la
frecvenţa de 52 de herţi, la excitaţia transmisă de la calea de rulare prin puntea faţă.
Rezonanţa în acelaşi suport la frecvenţa de 23 Hz produce deformaţii globale ale acestuia. Aceste
deformaţii nu trebuie să depaşească limita elastică a materialelor din tablă din care ete realizat suportul.
La fixarea din spate a suportului GMP curbele de iso-rigiditate, rezultate din calculul de inertanţă,
sunt plasate deasupta rigiditatii medii calculate (Fig.5.27.;Fig.5.28).
Rigiditate fixării spate a cadrului GMP este bună în acest caz. Structura are supleţe şi e capabilă să-şi
facă funcţia de filtrare vibratorie. Pentru calculul vibroacustic sunt luate în considerare numai rezonanţele la
frecvenţe mai mari de 30 herţi, iar pentru calclul de anduranţă cele situate sub această valoare.
Zgomotul de rulare apare când există rezonanţe cu panourile caroseriei (tablier, pavilion, hayon,
planşeu ) Rezonanţele mai mari de 10 dB, faţă de rigiditatea ISO sunt periculoase. Pentru acestea trebuie găsite
soluţii de reducere a amplitudinii acesteia prin:
- adăugarea unui bator în suportul de pe caroserie;
- rigidizarea suportului;
- introducerea unei filtrăi în suportul piesei care se fixează pe caroserie.
Din curbele de flexibilitate (fig. 5.25) rezultă amplitudini maxime de deformare, a suportului, pentru
frecvenţele de 52 Hz pe directia Y şi de 23 Hz pe direcţia Z.
Aceste flexibilităţi nu depăşesc alungirea sau limita elastică a materialului din care sunt realizaţi
suporţii. Se constată că cea mai mare flexibilitate este pe direcţia Z, de 1,8x10-5
m.
Ţinînd cont că limita elastică a oţelului este de 0,2%, rezultă o deformaţie, pentru o tablă cu grosimea
de 1,5 mm,folosită la acestă fixare a cadrului GMP , de 3 x10-3
% .
Flexibilitatea de 1,8x10-5
m este cu mult sub limita elastică de 0,2% pentru oţeluri tratate şi de 2%
pentru cele netratate.
Din curbele de flexibilitate (fig.5.28), rezultă amplitudini maxime de deformare pentru frecvenţa de 25
Hz pe directia X şi pe direcţia Y şi de 22 Hz pe direcţia Z.
Niciuna din cele două flexibilităţi nu este semnalată, de calcul, ca fiind periculoasă în ce priveşte
depăşirea alungirii sau limitei elastice a tablei.
Cea mai mare flexibilitate este, pe direcţia Z, de 7,2x10-5
m.
Analiza transferului vibratoriu al forţelor din suportul spate al cadrului GMP în ancadramentul
pavilionului se fac în plaja primei frecvenţe proprii a pavilionului, între 110 Hz şi 150 de Hz.
Structura e flexibilă dacă valorile transferului vibrator se situează sub ţinta de rigiditate.
La frecvenţa, de 125Hz, se constată o valoare situată deasupra ţintei, de rigiditate, pe direcţia Z (fig.
5.30). În acest caz forţele transmise de la calea de rulare prin intermediul punţii faţă pot excita suportul de
fixare care rezoneză cu pavilionul generând astfel zgomot în habitaclu.
Sunt luate în considerare numai valorile care depaşesc 10 dB. În cazul de faţa depaşirea fiind de 13
decibeli.
În cazul unui transfer vibrator mai mare de 10 dB în ancadramentele caroseriei, se procedează la
reducerea acestuia prin diminuare rigiditaţii piesei de caroserie sub nivelul din caietul de sarcini, sau prin
utilizarea unui bator, în suportul prin care se face transferul pentru a decala şi diminua frecvenţa proprie sau
introducerea unui element de amortizare între suportul spate al cadrului GMP şi caroserie.
75
Transferul vibrator din suportul spate se situează sub rigiditatea fixată în caietul de sarcini a
ancadramentului de pavilion (fig 5.30).
Ca urmare a rezultatelor necorespunzătoare la calculele de dimensionare şi de validare dinamice şi
celor de şoc au fost aplicate pe vehicul ranforsări specifice (Tabelul 5.12, fig.5.29).
În capitolul 6 s-a abordat calculul unui zgomot parazit („scârţâitul” sau Grincement - în
franceză) înregistrat în timpul frânării.
Zgomotele parazite din timpul frânării sunt de de origine termomecanică, sunt transmite pe cale
aeriană, şi provin din fenomenul de frecare, ca urmare a unei instabilităţii vibratorii a sistemului
garnitura/disc/etrier/suport şi sunt amplificate prin rezonanţe mecanice cu pieselor învecinate.
Acesta se caracterizează prin frecvenţe cuprinse între 1 kHz ( scârţâit la frecvenţa de bază) si 20
kHz( scârţâit de înaltă frecvenţa).O metodologie de calcul a pentru acest zgomot a fost dezvoltată prima dată,
pentru sistemul de frânare şi pentru ştergătorul de parbriz.
Mecanismul de generare se datorează instabilităţii vibratorii declanşate la frecarea dintre disc şi
plăcuţele de frână, în acest ansamblu, discul de frână având o influenţă mare. Acest tip de fenomene instabile
se caracterizează printr-o amplitudine a vibraţiei ce creşte exponenţial cu timpul. O perturbaţie foarte slabă de
echilibru a sistemului, poate produce răspunsuri vibratorii de nivele foarte crescute. Zgomotul rezultat este
similar celui provenit la scrierea cu creta pe tablă.
Pentru calcul este necesar modelarea întregului montaj de roată.
Rezultaul calculului constă în determinarea :
- numărul de moduri instabile ( moduri cu o parte reală pozitivă );
- frecvenţele modurilor cele mai sensibile;
- componenta reală a frecvenţei cea mai instabilă;
- evoluţia componentei reale în funcţie de frecvenţă ;
- evoluţia frecvenţei în funcţie de coeficientul de frecare
Ca urmare a variatiei rigiditaţii din timpul frânării modurile pproprii ale etrierului sau furcii de
frână cu frecvenţe apropiate de cele ale discului de frănă tind să se egalizeze conducând la rezonanţă şi
implicit la apariţia zgomotului. Rezonanţa apare totdeauna între disc si etrier sau disc şi furca de frână. Riscul
de apariţie a zgomotului este apreciat în funcţie de:
- Valoarea părţii reale a vectorului propriu(tabelul 6.1);
- Procentul dintre energia cinetică de deformaţie a discului de frână şi energia cinetică a întrgului
montaj de roată( fig.6.12 ;fig.6.13);
- Numărul de cuplări la aceeaşi frecvenţă(tabelul 6.4).
În funcţie de situaţiile de mai sus se poate prognoza din calcul una di situaţiile : fară zgomot, risc ridicat de
zgomot, risc scazut de zgomot, zgomot.
Din calcul a rezultat pentru montajul de roată de SERIE(cu disc ventilat) următoarele previziuni
de aparitie a zgomotului la frânare:
- la frecvenţa de 4800 la frânarea la mers înainte - RISC CRESCUT
- la frecvenţa de 130 la frânarea la mers înapoi - RISC SCĂZUT
-la frecvenţa de 4700 la frânarea la mers înapoi- RISC SCĂZUT
Pentru puntea faţă ECO(cu disc neventilat) s-a realizat calculul de prognoză a aparitiei zgomotului la frânare
pentru două tipuri de echipări;cu etrier bicorp şi cu etrier monocorp.
Calculul realizat în varianta cu etrier bicorp a fost necorespunzătur chiar şi după mai multe
iteraţii aplicate pe furca de frână . În general furca de frână şi etrierul sunt piesele care se modifică geometric
sau li se adaugă un bator pentru evitarea rezonanţei cu discul de frână.
La varianta de montaj roată faţă cu etrier monocorp, după calculul cu iteraţia de modificare
geometrică a furcii de frână s-au obtinut rezultatele:
- la frcvenţa de 5800 la frânarea la mers înainte - RISC SCĂZUT
- la frcvenţa de 6800 la frânarea la mers înainte - RISC SCĂZUT
Din cele două variante de montaje ECO analizate, reiese că varianta cu etrier monobloc este mai bună
76
S-a promovat această variantă întru-cât este net superioară variantei cu etrier bicorp în ceea ce
priveşte rezultatele calcului de prognozare zgomot; In plus preţul etrierului monobloc este mai redus
comparativ cu cel bicorp.
Aceasta variantă de monaj de roată are de asemenea un preţ considerabil mai redus decât cea de
SERIE .Tehnologia de obţinere a discului neventilat e mult simplă , iar greutate se reduce cu aproximativ un
kilogram. Butucul rotii şi şi portfuzeta au de asemenea o altă geometrie care contribuie la diminuarea maselor
acestora.
Varianta cu disc neventilat este de asemenea mai bună în ce priveşte prestaţiile vehicul datorită
reducerii considerabile a masei nesuspendate .
7.2. Contribuţii originale
Principalele contrubuţii originale sunt:
- realizarea unei îndelungate documentări în domeniul optimizării constructiv-funcţionale a punţilor
autoturismelor ţinând cont de cele mai noi tendinţe din domeniu;
- o prezentare unitară a metodologiei de abordare a concepţiei punţilor prin luarea în considerare a
organizării automobilelor pe niveluri şi funcţii;
- încadrarea activităţilor legate de concepţia punţilor în cadrul ciclului general de dezvoltare pentru
vehicul, sistem, organ;
- realizarea celor două concepte de punţi noi numite ECO, pentru punţile faţă şi spate;
- realizarea unei sinteze privind reducerea emisiilor de CO2 pentru variantele de punţi ECO
comparativ cu punţile realizate în varianta SERIE;
- o analiză a stadiului actual privind utilizarea sistemelor CAD/CAM/CAE în cadrul validării
virtuale a punţilor;
- calculul cinematic şi dinamic pentru determinarea parametrilor cinematici şi de solicitare ai
punţilor şi componentelor acestora;
- stabilirea unei metodologi, configurarea unui lanţ de măsurători şi desfăşurarea unor cercetărilor
experimentale în domeniul punţilor automobilelor;
- utilizarea unor softuri specializate în vederea studiului teoretic şi experimental în domeniul
dinamicii punţilor automobilelor şi componentelor acestora;
- utilizarea rezultatelor experimentale determinate pe un vehicul din aceeaşi categorie pe o pistă de
referinţă şi transformarea acestora cu ajutorul unor formule de propornaţiolitate pentru încercarea
punţilor noi şi pentru calculul de dimensionare şi validare a acestora;
- validarea experimentală a fiabilităţii punţilor comparativ cu cea virtuală, a punţilor şi
componentelor acestora, pentru versiunile SERIE şi ECO;
- elaborarea şi aplicarea unei metodologii unitare şi coerente de studiu teoretic şi experimental
determinarea frecvenţelor proprii ale punţilor şi componentelor acestora;
- realizarea unui studiu dinamic privind comporatamentul vibrator al punţilor şi componentelor
acestora, în versiunile SERIE şi ECO, prin utilizarea unor programe de calcul dedicate;
- corelarea valorilor privind prima frecvenţă proprie prevăzută în caietele de sarcini atât cu valorile
calculate cât şi cu cele determinate experimental;
- calculul în regim dinamic al braţului punţii faţă în versiunea ECO, pentru determinarea
răspunsului la excitaţiile provenite de la cadru GMP sau de la calea de rulare
- calculul comparativ în regim dinamic pentru discul de frână în varianta ventilat şi neventilat;
- calculul privind analiza comparativă pentru evaluarea ecartului de prestaţie acustică a variantei
ECO în raport cu cea de SERIE;
- studiul teoretic şi experimental privind transferul vibrator de la sistemul de rulare la caroserie;
- prezentarea unor criterii de apreciere a calculului zgomotului de frânare având la baza experienţa
acumulată în acest domeniu până momentul actual;
77
- calculul previziunii zgomotelor la frânare pentru mersul înainte şi pentru mersul înapoi în cazul
montajelor de roată faţă varianta SERIE şi varianta ECO.
7.3. Deschideri ale tezei de doctorat
Prin modul de tratare şi prin problematica abordată, lucrarea asigură următoarele direcţii
principale în studiile privind concepţia modernă a punţilor autovehiculelor de orice tip:
- folosirea conceptelor şi aplicarea procedeelor prezentate în lucrare pentru studiul teoretic şi
experimental în domeniul dinamic pentru orice tip de autovehicul cât şi pentru alte sisteme ale
acestora;
- abordarea, pe baza datelor experimentale obţinute la încercări, a altor probleme care nu au făcut
obiectul lucrării de faţă sau care au fost tratate numai în sensul obiectivelor propuse;
- abordarea problematicii predicţiei nivelului de zgomot încă din faza de proiectare prin
considerarea interacţiunii dintre divesele sisteme ale automobilului;
- stabilirea unor modelele matematice ale comportamentului dinamic ale sistemelor autovehiculelor
pe baza datelor experimentale, prin aplicarea conceptelor şi procedeelor de identificare a
sistemelor;
- optimizarea vibroacustică prin luarea în considerare a cuplajelor dinamice a frecvenţelor proprii
dintre elementele componente ale punţilor şi componentele sistemului de frânare;
78
BIBLIOGRAFIE SELECTIVĂ
1. Baker, M. Review of Test/Analysis Correlation Methods and Criteria for
Validation of Finite Element Models for Dynamic Analyses, IMAC, 1992.
2. Bakker E., Myborg, L., Tyre Modelling for Use in Vehicle Dynamics Studies,
SAE 870421.
3. Baron T., ş.a., Calitate şi fiabilitate, vol I şi II. Editura Tehnică, Bucureşti,1988.
4. Berenson C., The Purchasing Executive’s Adaptation to the Product Life Cycle
Journal of Purchasing , NY 1967.
5. Bocanu, I.L., Prelucrarea datelor experimentale, Academia Tehnică Militară,
Bucureşti, 2004.
6. Boeglin, N., L’éco-conception en action, www.ademe.fr/eco-conception.
7. Boroiu, A., Fiabilitatea autovehiculelor, Editura Universităţii din Piteşti, 2003.
8. Brigham, E. O. The Fast Fourier Transform and its Applications, Prentice-Hall,
1988.
9. Brillhart, R. D. et al. Model Improvement and Correlation of the Pegasus XL
Launch Vehicle Via Modal Testing, IMAC, 1995.
10. Broch, T., J., Mechanical vibration and shock measurements, Application of the
Brüel & Kjaer, 1972.
11. Butler, G.T., NASTRAN A Summary of the Functions and Capabilities of the
NASA Structural Analysis Computer System, 1971.
12. Câmpian, O., Ciolan, Gh., Dinamica autovehiculelor, Editura Universităţii
Transilvania, Braşov 2001.
13. Câmpian, V., Vulpe, V., Ciolan, Gh., Enache, V., Preda, I., Câmpian ,O.,
Automobile, Universitatea Transilvania Braşov, 1989.
14. Cheung, Y. K., Finite Element Methods in Dynamics, Kluwer, 1991.
15. Ciolan, Gh., Analiza vibraţiilor si zgomotelor la autovehicule, curs universitar,
2003-2004.
16. Conti, P. et al., Test/Analysis Correlation Using Frequency Response Functions,
IMAC, 1992.
17. Copae I., Dinamica automobilelor. Teorie şi experimentări, Editura Academiei
Tehnice Militare, Bucureşti, 2003.
18. Cournubert. R.,- Quand les normes poussent a innover, La nouvelle revolution
Automobile 2002-2010, S&V Edition speciale 1, Paris 2008.
19. Cox, J., Incorporating Product Lifecycle Management, Mechanical Engineering
Curricula, College of Engineering and Technology, Brighan Youry University,
2004.
20. Davis, L.D., Suspension System Modeling and Structural Loading - SAE 750134.
21. Donley M. et al., Validation of FE Models for NVH Simulation, IMAC, 1996.
22. Ewins, D. J., Modal Testing – Theory, Practice, and Application, 2
nd
ed. Research
Studies Press. 2000.
23. Fraţilă, Gh., Calculul şi construcţia automobilelor, Editura Didactică şi
Pedagogică, Bucureşti, 1977.
24. Fraţilă, Gh., Marculescu, Gh., Sistemele de frânare ale automobilului, Editura
Tehnică, Bucureşti, 1986.
25. Frăţilă Gh., Calculul şi construcţia automobilelor, EDP, Bucureşti, 1977.
26. Freed, A. et al., A Comparison of Test-Analysis Models Reduction Methods,
IMAC, 1990.
27. Gaceu, L., Inginerie asistată de calculator, Ed. Infomarket, 2006.
79
28. Gaiginschi. R., Droescu R., Sachelarie, A., Pintilie M., Rakoşi E., Filip. I.,
Siguranţa circulaţiei rutiere, vol I , Editura Tehnică, 2004.
29. Gârlaşu, S., Pop, C., Sabin, I., Introducere în analiza spectrală şi de corelaţie,
Editura Facla Timişoara.
30. Garrott, R.W., Measured Vehicle Inertial Parameters, NHTSA’s Data Through
September 1992, SAE Publications SP-946(930897).
31. Ghiulai, C., Vasiliu.Gh., Dinamica autovehiculelor, Editura Didactică şi
Pedagogică, Bucureşti, 1975.
32. Harris, C., Crede, C., Şocuri şi vibraţii, Editura Tehnică, Bucureşti, 1969.
33. Hervath, K.I, Structural and System Models, SAE Paper No. 750135, February
1975.
34. Hilohi.C., Untaru.M., Soare.I., Druta. Gh., Metode şi mijloace de încercare a
automobilelor, Editura Tehnică Bucureşti, 1982.
35. Julien, M.A., Forme generale des problemes d’echilibre et de stabilite de route
des vehicules roulants, FISITA Barcelona, (1978).
36. Juvinall, R. C., Engineering Considerations of Stress, Strain and Strenght,
McGraw Hill Companies, 1967.
37. Klaus, L., ş.a., Die Gesamtfahrzeng - Betriebsfestigkeits - Prüfung im
Entwicklungsproze von Automobilen, ATZ nr. 5, 1997.
38. Klosterman, L.A., A combined Experimental and Analytical Procedure for
Improving Automotive System Dynamics, SAE Paper No. 720093, January 1972.
39. Kotler Ph. ş.a., Ciclul de viaţă al automobilelor, Editura Didactică şi Pedagogică,
Bucureşti, 1998.
40. Macarie, T., Automobile-Dinamica, Editura Universităţii din Piteşti, 2003.
41. Meirovitch, L., Analytical Methods in Vibrations, The Macmillan Co, 1967.
42. Meirovitch, L., Elements of Vibration Analysis, McGrow-Hill, (1975).
43. Mitsche, M., Dynamic der kraftfahrzenge, Springer Verlag, Berlin Heidelberg
New York 1972.
44. Neacşu, C.-A., Petrache, Gh., Vieru, I., Tabacu, Şt., Nicolae, V., Dynamic
analysis of the brake disk protector using finite element method (FEM),
International Congress “Automobile, environment and farm machinery”, AMMA
2007, 11-13 octombrie 2007, Cluj-Napoca.
45. Neacşu, C.-A., Vieru, I., Ivanescu, M., Petrache, Gh., Considerations concerning
the endurance calculus of suspension lower’s arm using finite element method
(FEM), Buletinul Universităţii din Piteşti, Seria Autovehicule Rutiere, nr.18
ISSN:1453-1100, 2008.
46. Neacşu, C.-A., Vieru, I., Mujea, G., Niculescu R., Nicolae V., Non-linear static
analyze of the steering knuckle arm, www.fisita.com, congress “mvm 2008”.
47. Neacşu, C.-A., Vieru, I., Petrache, Gh., Niculescu, A.-I., Considerations
concerning the calculus of suspension inferior’s arm using finite element method,
SMAT 2008 Craiova, ISBN 978-606-510-253-8.
48. Negruş, E., ş.a., Încercarea automobilelor, Editura Didactică şi Pedagogică,
Bucureşti, 1983.
49. Niculcea, L., Trillard, A., Petrache, Gh., Vieru, I., Tabacu, Şt., Nicolae, V.,
Analyse dinamique sur le réservoir combustible, Buletinul Ştiinţific al
Universităţii din Piteşti, seria Autovehicule Rutiere, anul 12, nr 16, ISSN 1453-
1100, 2007.
50. Orlandea, N., Chace A.M., Simulation of a Vehicle Suspension with ADAMS
80
Computer Program, SAE 770053 (1977).
51. Otnes, R., Enochson, L., Applied time series analysis, John Wiley & Sons, Inc.
1978.
52. Pacejka, Hans-B., Tyre and Vehicle Dynamics, SAE International, 2005.
53. Palaghian, L., Siguranţă, durabilitate şi fiabilitate la oboseală, Editura Tehnică,
Bucureşti, 2007.
54. Pandrea, N., Pârlac, S., Vibraţii mecanice, Editura Universităţii din Piteşti, 2000.
55. Pereş, Gh. ş.a., Teoria traficului rutier şi siguranţa circulaţiei, Universitatea
Transilvania Braşov, 1982.
56. Petrache, Gh., Niculcea, L., Trillard, A., Vieru, I., Tabacu, Şt., Marinescu, D.-G.,
Analyse statique sur la rotule, Buletinul Ştiinţific al Universităţii din Piteşti, seria
Autovehicule Rutiere, anul 12, nr 16, ISSN 1453-1100, 2007.
57. Petrache, Gh., Stoica, C., Vieru, I., Nicolae, V., Ivanescu, M., Modal analyze of a
rear axle assembly using FEM, Buletinul Universităţii din Piteşti, Seria
Autovehicule Rutiere, nr.17 ISSN:1453-1100, 2007.
58. Popp, K., Schiehlen, W., Ground Vehicle Dynamics, Springer, 2010.
59. Poţincu, Gh., Hara, V., Tabacu, I., Automobile Editura Didactică şi Pedagogică,
Bucureşti 1980.
60. Preda, I., Dinamica autovehiculelor, Notiţe de curs, http://auto.unitbv.ro/moodle.
61. Randall, B., Tech, B., Frequency analysis, Application of the Brüel & Kjaer,
1977.
62. Reimpell, J., et. al., Die normgerechte Technische Zerchnung, Band 1 und 2, VDI
- Verlag, Dusseldorf, (1976).
63. Rumsiski, L. Z., Prelucrarea matematică a datelor experimentale. Îndrumar,
Editura Tehnică, Bucureşti, 1974.
64. Saaksvuori, A., Immonen, A., Product Lifecycle Management, 3rd Edition,
Springer-Verlag, Berlin 2008.
65. Smith, L.G., Automotive Use of Finite Element Methods - Introductions and
Overview, SAE Publication, SP-387, 1974.
66. Tabacu St., Tabacu I., Macarie T., Neagu E., Dinamica autovehiculelor rutiere.
Editura Universităţii din Piteşti, 2005.
67. Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura Tehnică, Bucureşti,
1999.
68. Talabă, D., Bazele CAD. Proiectare asistată de calculator, Editura Universităţii
Transilvania Braşov, 2000.
69. Terry, S., The design of Trailing Twist Axies, SAE 810420.
70. Untaru M., Seitz N, Pereş Gh., Frăţilă Gh., Potincu Gh., Tabacu I., Macarie T.,
Calculul şi construcţia automobilelor, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti,
1982.
71. Untaru, M., Câmpian, V., Ionescu, E., Pereş, Gh., Ciolan, Gh., Todor, I., Filip, N.,
Câmpian, O., Dinamica autovehiculelor, Universitatea Transilvania Braşov,
1988.
72. Untaru, M., Câmpian, V., Seitz, N., Pereş, Gh., Vulpe, V., Ciolan, Gh., Enache,
V., Todor, I., Filip, N., Câmpian, O., Construcţia şi calculul autovehiculelor,
Universitatea Transilvania Braşov, 1989.
73. Vail, F.C., Dynamic Modeling of Automobile Structures from Test Data, System
Identification of Vibrating Structures, *ASME Publication, 1972.
74. Vandaele, M., Le cycle de la vie du produit: concepts, modéles et évolution,
Recherche et Aplications en Marketing, Paris 1986.
81
75. Vieru I., Niculcea L., Petrache Gh., Calculul roţilor pentru autoturisme prin
metoda elementelor finite, A VI-a Conferinţă de Autovehicule Rutiere "CAR '94",
Piteşti 10-12 noiembrie 1994.
76. Vieru I., Tabacu, Şt., Clenci, A., Neacşu, C.-A., Petrache, Gh., Endurance
calculation of front knuckles, Buletinul Universităţii din Piteşti, Seria
Autovehicule Rutiere, nr.17 ISSN:1453-1100,2007.
77. Vieru, I., Boroiu, A., Dobrescu, I., Neacşu, C.-A., Petrache, Gh., Considerations
concerning the calculation of intermediary steering axle using finite element
method, International Congress “Automobile, environment and farm machinery”,
AMMA 2007, 11-13 octombrie 2007, Cluj-Napoca.
78. Vieru, I., Clenci, A., Nicolae, V., Niculescu, R., Static Stage Calculus for the
Front Stirrup Fork Using Finite Element, Proceedings of the International
Scientific Conference „ТРУДОВЕ на НАУЧНАТА СЕСИЯ РУ’2003”, Russe,
Dec. 2003.
79. Vieru, I., Niculcea, L., Petrache, Gh., Static Design of the passenger car wheel
using finite element method, Cea de a 3–a Conferinţă Internaţională de elemente
finite şi de frontieră, ELFIN3 Constanţa, 25-27 Mai, 1995.
80. Vieru, I., Niculcea, L., Petrache, Gh., Calculul static al roţilor de autoturism prin
metoda elementelor finite, — A VI-a Conferinţă de Autovehicule Rutiere "CAR
'94", Piteşti 10-12 noiembrie 1994.
81. Vieru, I., Stănescu, N.-D., Marinescu, D.-G., Analiza cinematică şi dinamică a
punţii spate cu traversă torsionabilă, Buletinul Ştiinţific al Universităţii din
Piteşti nr.14/2004.
82. Vieru, I., Vasile, G., Nicolae, V., Crivac, Gh., Petrache, Gh., Test simulation for
the front stirrup fork using FEM, XIII, International Scientific Meeting Motor
Vehicles & Engines, Kragujevac, 4-6.10.2004.
83. Vieru, I., Nicolae, V., Neagu, E., Petrache, Gh., Study on the constructive
optimization of the car rim, CONAT20104049, Braşov, 2010.
84. Winkler, C. B., Simplified Analysis of the Steady-State Turning of Complex
Vehicles, Vehicle System Dynamics, 29, 1998.
85. Wong, J., Theory ofGround Vehicles, John Wiley and Sons, New York, 1978.
86. Wornley, D.N., Analysis of automotive roll-over dynamics, Course at Cari Cranz
Gesellschaft, Oberpfaffenhofen, Germany, 1992.
87. Yamaguchi, H. et al., A Method of Estimation of Side Slip Angle, Proceedings of
JSAE, nr. 9637078,1996.
88. Yamaguchi, H. et al., Development of Vehicle Spin Control System - Method of
Estimation of Side Slip Angle, Proceedings of JSAE, nr. 20005242, 2000.
89. Yamura, T., Simulation Analysis of Force Transfer Characteristics of Suspension
System, SAE 920273.
90. Zienkiewicz, C.O., The Finite Element Method in Structural and Continuum
Mechanics, McGraw-Hill, 1967.
91. *** Colectia de norme RENAULT privind domeniul „Legatura la sol”.
92. *** CATIA V5 Documentation.
93. ***Bosch – Automotive Hand Book, Ed. 4, 1996.
94. ***Colecţia revistei Ingineur de l’automobile, Paris.
95. ***Colecţia revistei Automobile Engineer, London.
96. ***Colecţia revistei Automobiltechnische Zeitschrift.
97. ***Colecţia revistei Automotive Engineering.
98. ***MSC Nastran Enciclopedia, ed. 2000.
82
99. ***Basic Dynamic Analysis User Guide, MacNeal Schwendler Corporation,
2002.
83
REZUMAT
Teza de doctorat intitulată: “Cercetări privind optimizarea constructiv-funcţională a punţilor
autoturismelor moderne” a putut fi realizată după o îndelungată activitate de documentare şi studiere
a modalităţilor de dezvoltare în domeniul virtual şi de investigare experimentală a punţilor
autoturismelor.
Aceste cercetări au fost făcute în domeniile, de dezvoltare şi validare, a fiabilitaţii şi
vibroacusticii punţilor, domenii cu o pondere mare în ce priveşte costurile de asimilare a acestor
produse.
În lucrare se prezintă în principal două soluţii noi pentru o punte faţă şi o punte spate – numite
soluţii ECO, derivate din proiectele existente cu piese comunalizate de pe acestea sau noi
Dimensionarea prin calcul a punţilor a constat în: calculul static de tip incidental; calcul dinamic
vibrator. Analiza modală constând în determinarea caracteristicilor dinamice ale punţilor şi
componentelor acestora prin calcul analitic sau experimental.
În cazul pieselor cu mişcare relativă, cum este montajul de roată faţă, previziunile în ce priveşte
zgomotul de frânare sunt fixate pentru acele moduri cu energie maximă de deformare a discului şi
deformaţii normale şi tangenţiale mari. S-a realizat un studiu teoretic şi experimental privind transferul
vibrator de la sistemul de rulare la caroserie cât şi prezentarea unor criterii de apreciere a calculului
zgomotului de frânare având la baza experienţa acumulată în acest domeniu până momentul actual. Prin modul de tratare şi prin problematica abordată, teza de doctorat asigură folosirea
conceptelor şi aplicarea procedeelor prezentate în lucrare pentru studiul teoretic şi experimental în
domeniul dinamic pentru orice tip de autovehicul cât şi pentru alte sisteme ale acestora.
ABSTRACT
This thesis named: “Research concerning constructive-functional optimization of the
modern car axles’’ could be realized after a long activity of documentation and study of development
ways in the virtual field and experimental investigation of the car’s axles.
These researches were done in the development and validation, reliability and vibroacustic,
fields with a large impact concerning the cost assimilation for these products.
There are presented in principal two new solutions, for front and rear axle, named ECO
solutions, based on the actual projects with new or carry-over parts. It was taken in account to develop
the axle with a smaller price applying the new concepts link at the new projects. The calculus programs
and the simulation for each phase of development were improved to assure a correct correspondence
between the calculus and physical experiment.
The dimensioning was done by calculating the axles: incidental static calculus; calculating vibration
dynamic. Modal analysis was used to obtain the dynamic characteristics of the axles and the
components using the analytic calculation and experience.
In the case of the parts with relative movement how wheel assembly the estimations for the
breaking noise are fixed on those modes with maximum energy to deformation the disc, big normales
and tangentiales. It’s performed a theoretical and experimental study concerning the vibratory transfer
from the axles to the body and the evaluation for the calculus of the breaking noise based on the
experience in this field.
This study assures the using of the concepts and the rules for the theoretical and
experimental ways in dynamic for each vehicle and complementary systems.
84
Curriculum vitae Informaţii personale
Nume / Prenume PETRACHE GHEORGHE
Adresă Bl D5A , Sc B, Ap 6, Bulevardul Republicii, CP 0300, PITESTI, ROMANIA
Telefoane Mobil: 0744 148874 0744 681861
E-mail [email protected] ;
Naţionalitate Romana
Data naşterii 26 FEBRUARIE 1954
Studii 2007- Present - Doctorand –Uiversitatea Transilvania Brasov
1975- 1980 - Universitatea Transilvania Brasov – Facultatea de Mecanica
Domeniul AUTOMOBILE
- Inginer mecanic – Specialitatea AUTOVEHICULE RUTIERE
Locul de muncă /
Domeniul ocupaţional
RTR –Inginerie Dezvoltare şi validare sisteme LAS DIESC RTR
Activităţi şi
responsabilităţi
principale
2009- Prezent - Sef Proiect COORDONATOR (LTL Directie ,Suspensie,
RPO/Correspondant RRSH Attelage, Directie,RPE)
2007-2009 -LTL Directie/ Suspensie/ Roti Pneuri Ornamente ;RSH Releu
Freinage,RPO, Directie ( Dacia Renault)
2002-2007 -Sef Serviciu LAS , RSO (Dacia Renault)
1999- 200 2 - Sef UET LAS (CESAR Dacia Renault)
1997-2000 -Sef UET Proiectare LAS ( CESAR Dacia)
1995-1997 - Sef Sectie Proiectare LAS , GMP , DM(Cutii Viteze, Motoare)- CESAR
Dacia
1993-1995 -Sef Atelier de proiectare LAS/Sef Laborator Incercari LAS+GMP
( CESAR Dacia)
1990-1993 -Sef Laborator Incercari LAS+ GMP( CESAR Dacia)
1983- 1990 - Cànceptor Sef Echipa Proiectare LAS( CESAR Dacia)
1981- 1983 -Conceptor Standuri de incercare Camioane, Conceptor Tehnologii de
reconditionare camioane ( Intrprinderea de Transporturi Auto Arges)
Nivelul de clasificare Inginer Expert - Meserie DIESC ;Scoala LAS; Activitati DIESC;
Procese de fabricatie piese auto(nivel 4;5)
Formări Formare LAS –ESTACA
Formare MESERIE DIESC - LTL Direcţie, SuspensiRoti/pneuri/Ornamente
Formare RRSH RELAIS
Aptitudini şi
competenţe
Profesionale
Meserie DIESC LAS (Conceptie , Viata Serie , APRES VENTE, Analiza Calitate,
Reglementari, COP Fabricatie, Incercari LAS,Procese de fabricatie, Externalizare)
Limba străină
cunoscută
Franceza mediu Rusa ( scris / citit)
Germana ( scris / citit)
Competenţe şi
aptitudini org.
Management de echipa
Competenţe şi
abilităţi sociale
Aptitudini de comunicare ,creativitate, inovatie,
Aptitudini de negociere, Experienta in relatii
Competenţe şi
aptitudini tehnice
Experienta dezvoltare sistem/ organ; Experienta in mentinere calitate (
caracteristici CSR); AUDIT COP;Experrienta incercari si steme LAS
85
Curriculum vitae Personal informations
Name / Surname PETRACHE GHEORGHE
Adress Bl D5A , Sc B, Ap 6, Bulevardul Republicii, CP 0300, PITESTI, ROMANIA
Telephones Mobil: 0744 148874 0744 681861
E-mail(s) [email protected] ;
Naţionality Romanian
Birt day 26 FEBRUARY 1954
Birt day
2007- Present - Doctorand –University Transilvania cars 1980- University
Transilvania Brasov – Faculty of Mechanical; Automotive Field;
Mechanical Engineer – Speciality AUTOMOTIVE
1975-1980 - Industrial Lyceum :Automotive Construction – Speciality
AUTOMOTIVE
Wanted job / Field RTR –Engeenering DEVELOPPEMENT CHASSIS SYSTEM RTR
Profesional
experience
2009- Present -Chassis system+Automotive Reglementation –Technical Leader et
Corespondant Security Attelaje,Wheels, Steering
2007-2009 - Chassis System+Automotive Reglementation – Moved ACI
( Leader Technique Suspension,Wheels,Steering ;Regementation
Breaking,Wheels,Steering)
2002-2006 - Management Chassis System Dacia Renault – Service Leader
1999- 2002 - Management Chassis System Dacia Renault – UET Leader
1998-1999 - Management Developpement Chassis System--DACIA
1995-1998 - Manageriala Developpement Chassis System -CESAR Dacia
1993-1995 - Management Developpement Chassis Trying- CESAR Dacia
1990-1993 - Management Trying Chassis System- CESAR Dacia
1982- 1990 - Developpement Chassis System -CESAR Dacia
1981- 1982 - Developpement Trying Means Trucks,Reconditioning chassis
stand,Truck chassis,Reconditioning technology for truck- Arges Transport
Company
Clasification level Up-Streaming Chassi ;School Chassis;Chassis activities;Process
fabrication automotive parts( Level 4;5)
Trainings
2007-Trening in France Up-streaming Chassis -Technica Leader Steering,
Suspension , Wheels
2006- Training chassis -ESTACA
2004- Trainig RRSH RELAIS in France
Social skills and
abilities
Skills of comunication ,creativity, inovation,
Skills in negociation, Relationship experience
Foreigns langueges French mediu level
Rusa ( write /read)
German (write /read
Organizatorical skills
and abilities
Team Management
Technical skills and
abilities
Experience developpement system/part; Experience in quality ( caractheristics
CSR); AUDIT COP
Experience in tryings and chassis system
86