Capitolul 1

Calculul de tractiune si determinarea performantelor dinamice

1.1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si definitivarea lui prin numarul exact de dinti.

Din lucrarea [1] se preia urmatoarea valoare pentru raportul de transmitere al

transmisiei principale: i0 = 2.57. Acest raport s-a determinat din conditia atingerii vitezei

maxime in palier, fiind cuplata treapta de priza directa.

Parametrii motorului ales sunt:

Pmax = 182 kW ; nP = 2300 rot/min ; Mmax = 70.42 daNm ; nM = 1000 rot/min ; nmin = 460 rot/min ; nmax = 2300 rot/min.

Deoarece i0 < 5 transmisia principala va fi cu o singura treapta de reducere.

Deoarece solutia de organizare a autocamionului este una clasica, cu motor amplasat longitudinal in fata si puntea motoare spate transmisia principala va fii una conica.

Definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale conice consta in alegerea numerelor de dinti ai pinionului de atac si ai coroanei astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat.

In Tabelul 1.1 sunt recomandate valorile pentru numarul minim de dinti ai pinionului de atac (zp).

Tabelul 1.1. Numarul minim de dinti ai pinionului de atac functie de valoarea raportului ,, io’’

Raportul de transmitere 2,5 3 4 5 6-8Numarul minim de dinti 15 12 9 7 6

Pentru i0 = 2.57 se alege zpmin =15

Stiind ca i0 = zc

zp , rezulta zc = 38.55. Deoarece numarul de dinti ai coroanei trebuie sa fie un

numar intreg se alege zc1 = 39 si zc2 = 41. Astfel rapoartele de transmitere vor fi

i01 =3915= 2.6 si i02 =

4115 = 2.73

Pentru a alege unul din rapoarte se traseaza diagrama P = f (V) pentru treapta de priza directa.

Pr = ηt*Pmax [α’*(V

V pr)+ β’*( V

V pr

)2

- γ’*(V

V pr

¿¿3]

(1.1)

Vpr = 0.377*rr∗np

i0 k∗isn

(1.2)

α’, β’ , γ’ sunt coeficienti de forma ai caracteristicii motorului ales.

α’= 7,29 β’= -11,58 γ’= -5,29

Vpr01=0.377*rr∗np

i01∗isn= 0.377*

0.356∗23002.6∗1

= 118.7 km/h

Vpr01=0.377*rr∗np

i02∗isn = 0.377*

0.356∗23002.73∗1

= 113 km/h

Tabelul 1.2 Valorile puterilor motorului in functie de viteza de deplasare si de i0, precum si puterea necesara invingerii rezistentelor la rulare.

V[km/h] Pr01[kW] Pr02[kW] Prul[kW] Pa[kW] Prez[kW]0 0 0 0 0 0

20 154,8585 160,2136 0,38 10,5 5,4440 225,0466 228,4143 3,07 21,2 25,2812550 236,3335 237,2179 6,02 26,8 34,187560 235,9858 234,068 10,4 32,9 45,1041780 213,0979 206,6407 24,6 45,08 72,58333

90 196,9131 189,7298 35,15 51,9 90,67708100 181,8045 175,5984 48,22 59,3 112120 167,5273 170,407 83,3 75,5 165,4167

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 1300

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Diagrama puterilor pentru diferite valori ale lui i0

Pr01Pr 02Prez

V[km/h]

P[k

W]

Figura 1.1 Diagrama puterilor pentru diferite valori ale lui i0

Conform diagramei se alege raportul de transmitere i02 = 2.73, deoarece autocamionul are nevoie de o rezerva mare de putere si de cuplu.

1.2. Determinarea raportului de transmitere in treapta I a schimbatorului de viteze si verificarea lui.

Din lucrarea [1] se preia urmatoarea valoare pentru raportul de transmitere al primei

trepte: is1 = 9.05.

Verificarea la aderenta

isv1 ≤ i sψ =(φx+ f )∗Zkψ∗rr

M max∗i0∗η t

(1.3)

Unde:

- ϕx= 0.8- f=1.6110*10-2

- Zkψ= Ga= 4048 daN (încărcarea pe vericală la puntea motoare)

- rr = 0.356m- Mmax= 70.42daNm- i0= 2.73- ηt= 0.92

Rezulta isψ= (0 . 8+0 . 016 )∗4048∗0 .356

70.42∗2.73∗0 . 92 = 6.64

1.3. Etajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica si trasarea diagramei fierastrau teoretice.

1.3.1. Determinarea numarului minim necesar de trepte de viteza

Etajarea schimbatorului de viteze se va face dupa criteriul aceluiasi interval de variatie a turatiei motorului in fiecare treapta de viteza, numita si etajare in progresie geometrica. Gama de variaţie a turaţiei motorului este cuprinsă între turaţia minimă stabilă şi turaţia de sarcină totală nmin şi nmax .

Aprecierea intervalului de turaţiei ale motorului într-o treaptă dată trebuie să fie considerată situaţia cînd motorul funcţionează la sarcină totală. Intervalul de turaţii va fi:

In=[n’,n”],Unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’= nM ≥ nmin unde nM =1000rpm

n” – turaţia superioară a motorului n” = nP ≤ nmax unde nP=2300rpm

Astfel numarul minim necesar de trepte de viteza este:

N = 1+

lnisv 1

isn

lnn' '

n'

(1.4)

Unde : isv1 = 6.64

isn=1

Deci N = 3.27, rezulta ca numarul minim necesar de trepte este 4.

Pe baza modelelor similare de la lucrarea [1] se va alege N = 6, deoarece toate cele 5 modele analizate au 6 trepte de viteza.

1.3.2. Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de viteze

rG=N −1√ i sn

isv1

(1.5)

Astfel se obtine rG=N −1√ i sn

isv1

=5√ 16.64

=0.68

1.3.3. Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbătorului de viteze

isj=isv 1⋅rGj−1cu j=2 , N (1.6)

- is 2=isv 1⋅rGj−1=6.64 ⋅ 0.681=4.5

- is 3=isv 1⋅r Gj−1=6.64 ⋅ 0.682=3.07

- is 4=isv1 ⋅rGj−1=6.64 ⋅0.683=2.08

- is 5=isv 1⋅r Gj−1=6.64 ⋅ 0.684=1.41

- is 6=i sv1⋅ rGj−1=6.64 ⋅ 0.685=1

1.3.4. Trasarea diagramei fierastrau teoretica

1.3.4.1 Determinarea vitezei inferioare şi superioare în fiecare treptă

Avantajul important al etajării în progresie geometrice este că el impune numărul minim de trepte. Viteza inferioară în treaptă j este:

V j' =0.377 ∙ rr ⋅

n'

i0 ⋅ isj

j=1, N (1.7)

Viteza superioară în treaptă j este:

V j} =0.377∙ {r} rsub {r} {{n} ^ {⋅ ¿

i0 ⋅ isj

j=1 , N (1.8)

Valorile vitezelor în fiecare treptă sunt date în tabelul 1.3.

Tabel 1.3 Valorile vitezelor în fiecare treptă

Treaptă V j' [km/h] V j

¿ [km/h]

1 8 172 11 253 16 374 24 545 35 806 52 118

1.3.4.2. Determinarea intevalului de viteză

Intervalul de viteze în fiecare treaptă, motorul funcţinând la sarcină totală, este:

I Vj=V j} - {V} rsub {j} rsup {'¿

(1.9)

Din relaţia precedentă rezultă că intervalul de viteze creşte în progresie geometrică în funţie de numărul de ordine al treptei. Intervalul cel mai mare este în ultima treaptă.

Această proprietate a etajării în progresie geometrică este avantajoasă deoarece funcţionarea cu treapta superioară de viteză cuplată asigură un consum redus de combustibil.

Intervalele de viteză pentru fiecare treaptă de viteză sunt prezentate în tabelul 1.4.

Tabel 1.4 Intervalele de viteză pentru fiecare treaptă

Treaptă Interval de viteză [km/h]1 92 143 214 305 456 66

0 500 1000 1500 2000 25000

20

40

60

80

100

120

140Diagrama fierastrau teoretica

treapta I

treapta a II-a

treapta a III-a

treapta a IV-a

treapta a V-a

treapta a VI-a

n [rpm]

V [k

m/h

]

Figura 1.2 Diagrama fierastrau teoretic

1.4. Trasarea caracteristicii de tractiune

1.4.1. Definirea si trasarea caracteristicii de tractiune

Caracteristica de tractiune reprezinta variatia fortei de tractiune in functie de viteza, atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala, iar schimbatorul de viteze este cuplat succesiv in toate treptele.

Pentru trasarea caracteristicii de tracţiune trebuie să se determine forţa de tracţiune generată de automobil în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze. Pentru aceasta se utilizează forumula:

F t=M r

r r

=M e (n , χ ) ∙ isk ∙ i0∙ ηt

rr

(1.10)Unde:

- isk este valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k- i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale- 𝜂t randamentul transmisiei- M e (n , χ ) momentul motor

Forţa de tracţiune este direct proporţională cu momentul Me , forma curbei sale de variaţie fiind similară cu a acestuia. Momentul Me se determină cu formula:

M e=M P ∙[( αα ')+( β

β ')( nnP

)−( γγ ')( n

nP)

2] (1.11)

Unde:

- M P=M e max

ca

(1.12)

- nP=nM

ce

(1.13)

- n = 2.6525*i0∗isk

rr*V (1.14)

Tabelul 1.5. Variatia fortei de tractiune in functie de viteza pentru fiecare treapta

n Me Vtr1 Ft1 Vtr2 Ft2 Vtr3 Ft3 Vtr4 Ft4 Vtr5 Ft5 Vtr6 Ft6

460,00 63,52 3,41 2975,63 5,03 2016,62 7,37 1375,78 10,87 932,13 16,04 631,87 22,61465 448,1372

660,00 68,06 4,89 3188,31 7,21 2160,75 10,57 1474,11 15,60 998,75 23,01 677,04 32,4471 480,1671

860,00 70,35 6,37 3295,59 9,40 2233,45 13,77 1523,71 20,33 1032,35 29,99 699,82 42,27956 496,3232

1060,00 70,42 7,85 3298,87 11,58 2235,68 16,97 1525,23 25,05 1033,38 36,96 700,51 52,11201 496,8171

1260,00 68,25 9,33 3197,21 13,77 2166,78 20,18 1478,23 29,78 1001,54 43,93 678,93 61,94446 481,5076

1460,00 63,86 10,81 2991,56 15,95 2027,41 23,38 1383,15 34,51 937,11 50,91 635,26 71,77692 450,5359

1660,00 57,25 12,29 2681,91 18,14 1817,56 26,58 1239,98 39,24 840,12 57,88 569,50 81,60937 403,902

1860,00 48,38 13,77 2266,39 20,32 1535,96 29,79 1047,86 43,96 709,95 64,85 481,27 91,44183 341,3236

2060,00 37,30 15,25 1747,34 22,51 1184,19 32,99 807,88 48,69 547,36 71,83 371,05 101,2743 263,1536

2300,00 35,60 17,03 1667,70 25,13 1130,22 36,83 771,06 54,36 522,41 80,19 354,14 113,0732 251,16

Figura 1.3 Caracteristica de tractiune

1.4.2. Determinarea performantelor dinamice folosind caracteristica de tractiune

Indiferent de treapta schimbătorului de viteze, rezistenţele la înaintare cresc cu viteza. La o anumită valoare a vitezei, curba rezistenţelor intersectează curba forţei de tracţiune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de forţa necesară de tracţiune, deci aceasta este viteza maximă pe care automobilul o poate atinge în treapta respectivă.

Se va determina viteza maximă, viteza critică a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând caracteristica de tracţiune. Pe această caracteristică vom trasa curba suma rezistenţelor la înaintare, locul unde aceasta intersectează curba forţei de tracţiune corespunde vitezei maxime pe care automobilul o poate dezvolta.

Caracteristica de tracţiune şi curba rezistenţelor la înaintare sunt prezentate în figura 1.4

0.00 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00 110.00 120.00 130.000.00

500.00

1000.00

1500.00

2000.00

2500.00

3000.00

3500.00

Caracteristica de tractiune

treapta 1treapta 2treapta 3treapta 4treapta 5treapta 6suma rezistentelor

V [km/h]

Ft [N

]

Figura 1.4 Caracteristica de tracţiune şi curba rezistenţelor la înaintare

Conform figurii 1.4 viteza maximă pe care automobilul o poate dezvolta în palier este în treapta a VI – a a schimbătorului de viteze şi aceasta este Vmax= 90 km/h.

In tabelul 1.6 sunt prezentate vitezele maxime in fiecare treapta

Tabelul 1.4.Vitezele maxime in fiecare treapta

Treapta Viteza maxima[km/h]1 172 25,133 36,834 54,365 80,196 90

Panta maxima in fiecare treapta se determina cu relatia:

Ψ max = isk∗M max ∙i0 ∙ ηt

Ga ∙r r

(1.15)

unde:

ψ = sin(αp) (1.16)

In tabelul 1.5 sunt centralizate valorile coeficientului specific al drumului cat si panta maxima pentru fiecare treapta.

Tabelul 1.5 Valorile coeficientului specific al drumului cat si panta maxima pentru fiecare treapta

Treapta ψmax αpmax [0]1 0.271 15.782 0.187 10.83 0.125 7.224 0.085 4.885 0.057 3.316 0.04 2.34

Figura 1.5 .Caracteristica de tractiune, vitezele critice, rezistentele la inaintare pentru fiecare treapta

Ccr3

Ccr4

Ccr1

Ccr2

Ccr6

Ccr5

Viteza critica reprezinta viteza minima de functionare in regim stationar si corespunde punctului Ccr.Viteza critica este mai mica decat viteza pentru care forta de tractiune atinge valoarea maxima. Diferenta dintre cele doua viteze creste in treptele superioare ale SV.

Pentru a evidentia cat mai bine regimul de deplasare se va considera un drum caracterizat prin panta si ψ. Se considera un drum asfaltat cu o panta de 10%.

Unghiul pantei va fi:

αp= arctg(0.10) = 5.7o.

Cunoscand unghiul pantei se poate calcula rezistenta la panta si impreuna cu celelalte rezistente la inaintare se va trasa curba rezistentlor pe caracteristica de tractiune, pentru a se determina viteza maxima ce poate fi atinsa pe drumul ales.

Din grafic rezulta ca automobilul poate urca panta de 10% in treapta a III-a si poate

atinge viteza maxima de 25 km/h.

Figura 1.6 Caracteristica de tractiune si rezistentele la inaintare pentru un drum cu panta de 10 %

Din grafic rezulta ca automobilul poate urca panta de 10% in treapta a III-a si poate

atinge viteza maxima de 25 km/h.

1.5 Determinarea caracteristicii dinamice

1.5.1 Definirea si trasarea caracteristicii dinamice

Caracteristica dinamica reprezinta functia care exprima dependenta factorului dinamic de viteza autovehiculului pentru toate treptele SV atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala.

Deoarece forţa de tracţiune este dependentă de viteză şi de treapta în care este cuplat schimbătorul, rezultă că şi factorul dinamic depinde de aceiaşi factori.

Factorul dinamic reprezinta raportul dintre forta de tractiune din care se scade rezistenta aerului, pe de o parte, si greutatea autovehiculului, pe de alta parte:

D =F t−Ra

G a[-]

(1.17)

Tabelul 1.6. Factorul dinamic si rezistenta aerului pentru fiecare treapta a SV

Ra1 D1 Ra2 D2 Ra3 D3 Ra4 D4 Ra5 D5 Ra6 D6

0,201369 0,250036 0,438434 0,169427 0,942004 0,115533 2,052119 0,078157 4,465716 0,052723 8,878289 0,036913

0,414539 0,26789 0,902561 0,1815 1,93921 0,123712 4,224495 0,083573 9,193127 0,056121 18,27686 0,038814

0,703841 0,276881 1,532447 0,187556 3,292561 0,127766 7,17272 0,08615 15,6089 0,057496 31,03206 0,0391

1,069274 0,277126 2,328093 0,187676 5,002057 0,12775 10,89679 0,085923 23,71304 0,056874 47,14388 0,037788

1,51084 0,268546 3,289499 0,181806 7,067698 0,123627 15,39671 0,082869 33,50553 0,054237 66,61235 0,034865

2,028538 0,251221 4,416664 0,17 9,489484 0,115433 20,67248 0,077012 44,98639 0,049602 89,43744 0,030344

2,622368 0,22515 5,709588 0,152256 12,26742 0,103169 26,7241 0,068352 58,15561 0,04297 115,6192 0,024225

3,29233 0,190176 7,168272 0,12847 15,40149 0,086762 33,55157 0,05684 73,01319 0,034307 145,1575 0,016485

4,038424 0,146496 8,792716 0,098773 18,89171 0,066302 41,15489 0,042538 89,55913 0,023654 178,0525 0,007151

5,034231 0,13972 10,96085 0,094055 23,55009 0,062816 51,30299 0,039589 111,6429 0,020378 221,9572 0,002454

0.007.00

14.0021.00

28.0035.00

42.0049.00

56.0063.00

70.0077.00

84.0091.00

98.00

105.00

112.00

119.000

0.04

0.08

0.12

0.16

0.2

Caracteristica dinamica

treapta 1treapta 2treapta 3treapta 4treapta 5treapta 6

V[km/h]

D[-

]

Figura 1.7 Caracteristica dinamica

1.5.2. Determinarea performantelor automobilului folosind caracteristica dinamica

Tinand seama de coeficientul de rezistenta al drumului ψ, care este egal cu :

ψ=f*cosαp+sinαp (1.18)

Se poate trasa urmatorul grafic:

0.0010.00

20.0030.00

40.0050.00

60.0070.00

80.0090.00

100.00

110.00

120.00

130.000

0.04

0.08

0.12

0.16

0.2

Caracteristica dinamica

treapta 1treapta 2treapta 3treapta 4treapta 5treapta 6coeficientul de rezistenta al drumului

V[km/h]

D[-

]

Figura 1.8 Caracteristica dinamica, variatia coeficinetului de rezisteanta a drumului

Din figura 1.8. se observa ca viteza maxima a autovehiculului este de 90 km/h, viteza atinsa in treapta de priza directa.

Rezistenta specifica maxima (viteza critica)

Valorile vitezelor critice sunt obtinute utilizand tabelul 1.6. determinandu-se valoarea maxima a factorului dinamic.ψmax k = Dmax k (1.19)

Vcr I = 7.85 [km/h]Vcr I I = 11.58 [km/h]Vcr III =20.18 [km/h]Vcr IV = 20.33 [km/h]Vcr V = 30 [km/h]Vcr VI = 52.11 [km/h]

Determinarea pantei maxime

Pentru inclinari ale drumului relativ mici, specifice drumurilor modernizate, se facaproximarile cosα 1 si sinα α tgα=⩳ ⩳ p, deci factorul dinamic poate fi determinat inaceste cazuri cu ajutorul relatiei: Ψ (V )=f (V )+p

Rezulta, pentru treapta k a SV, valoarea maxima a pantei:pmax k=Ψ max k−f (V crk )=Dmax k−f (V cr k ) .

Rezulta urmatoarele valori:pmax I=0.277−0.016=0.261 rezulta pmax I=14.6o

pmax II=0.187−0.017=0.17 rezulta pmaxII=9.6 o

pmax III=0.127−0.017=0.11rezulta pmax I II=6.3 o

pmax IV=0.086−0.016=0.07 rezulta pmax IV=4 o

pmax V=0.057−0.0161=0.0409 rezulta pmax V=2.3 o

pmax VI=0.0388−0.0161=0.0227 rezulta pmax V=1.3 o

Determinarea domeniului de aderenta

Domeniul de aderenta va si determinat in cazul unui drum asfaltat cu φx=0.8.

Tabelul 1.7. Calculul domeniului de aderenta (φx=0.8)

V[km/h]

φx f Z1 Ga Ra Dφx

0 0.8 0,01611 1950 11900 1 0,133648

20 0.8 0,016027

1950 11900 4.2 0,133366

40 0.8 0,016176

1950 11900 30 0,131222

60 0.8 0,016559

1950 11900 66 0,12826

80 0.8 0,017176

1950 11900 115.2 0,124226

100 0.8 0,018025

1950 11900 178 0,119088

120 0.8 0,0191 1950 11900 230 0,116

Figura 1.9 Determinarea domeniului de aderenta (φx=0.8¿

Din figura 1.9 se observa ca domeniul de aderenta este depasit, caz in care se poate pleca de pe loc doar in treapta a III-a.

1.6 Trasarea caracteristicii acceleratiilor

1.6.1. Definirea si trasarea caracteristicii acceleratiilor

Caracteristica acceleratiilor reprezinta functia, respectiv reprezentarea grafica aacesteia, care reprezinta dependenta acceleratiei autovehiculului fata de viteza dedeplasare pentru toate treptele SV, cand motorul functioneaza la sarcina totala.

D=Ψ +

δg∗dv

dt (1.20)

a=gδ∗( D−Ψ )[m

s2 ] (1.21)

Unde:- δ coeficientul de influenta a maselor in miscare de rotatie- D factorul dinamic- Ψ rezistenta totala din partea drumului

δk=1.04 + 0.0025*io*isvk (1.22)

δ1=1.0853; δ2=1.0707; δ3=1.0609; δ4=1.0541; δ5=1.049; δ6=1.046

Considerand ca autovehiculul se deplaseaza in palier, coeficientul de rezistenta specifica a drumului va depinde numai de coeficientul rezistentei la rulare.

Tabelul 1.8 Acceleratiile pentru fiecare treapta a SV

D1 D2 D3 D4 D5 a1 a2 a3 a4 a5 A60,25003

60,16942

70,11553

30,07815

70,05272

32,11445

21,404723

80,91934

80,57744

50,34239

90,19509

80,26789 0,1815 0,12371

20,08357

30,05612

12,27658

71,516101

30,99575 0,62862

10,37495

20,21371

30,27688

10,18755

60,12776

60,08615 0,05749

62,35650

51,570227

31,03186

10,65121 0,38641

80,21499

60,27712

60,18767

60,12775 0,08592

30,05687

42,35525

61,567816

61,02816

90,64553

60,37701

50,19909

50,26854

60,18180

60,12362

70,08286

90,05423

72,27212

91,508380

50,98433

80,61137

10,34658

60,16589

90,25122

10,17 0,11543

30,07701

20,04960

22,10785

31,392426 0,90072

10,54896

30,29530

50,11553

90,22515 0,15225

60,10316

90,06835

20,04297 1,86248

21,220008

10,77737

50,45836

70,22322

90,04806

90,19017

60,12847 0,08676

20,05684 0,03430

71,71899

81,177067

90,80227

20,52898

70,32083

10,15460

20,14649

60,09877

30,06630

20,04253

80,02365

41,32417

30,904980

80,61308

30,39588

30,22121 0,06707

0,13972 0,094055

0,062816

0,039589

0,020378

1,262926

0,8617572

0,580852

0,368436

0,190566

0,023015

0.00 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00 110.00 120.000

0.25

0.5

0.75

1

1.25

1.5

1.75

Caracteristica de accelerare

treapta 1treapta 2treapta 3treapta 4treapta 5treapta 6

V[km/h]

a[m

/s^2

]

Figura 1.10 Caracteristica de accelerare pentru fiecare treapta

1.6.2. Determinarea performantelor autovehiculului folosind caracteristica de accelerare

Din tabelul 1.8 rezulta urmatoarele valori pentru acceleratia maxima in fiecare treapta:

a1max= 2.356 m/s2

a2max= 1.57 m/s2

a3max= 1.03 m/s2

a4max= 0.65 m/s2

a5max= 0.38 m/s2

a6max= 0.214 m/s2

Acceleratia medie in fiecare treapta se determina cu ajutorul metodei dreptunghiurilor. (figura 1.11)

a1med= 2.21 m/s2

a2med= 1.48 m/s2

a3med= 0.98 m/s2

a4med= 0.61 m/s2

a5med= 0.38m/s2

a6med= 0.2 m/s2

1.7. Trasarea caracteristicii de demarare

1.7.1. Trasarea caracteristicii timpului de demarare

Timpul de demarare reprezinta timpul in care autovehiculul, plecand de pe loc, ajunge la o viteza reprezentand 0.9 din viteza sa maxima, atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala.

Din expresia acceleratiei a=dvdt

, se poate scrie:

dt = dva

(1.23)

de unde rezulta ca timpul de accelerare de la viteza initiala V0 la viteza curenta V, pentru o anumita treapta de viteza se calculeaza folosind relatia 1.24.

tdk =1

3 .6*∫

V 0 k

V1ak

dV (1.24)

Figura 1.11 Metoda dreptunghiurilor pentru determinarea acceleratiilor medii

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.000

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

22

Timpul de demarare td

treapta 1treapta 2treapta 3treapta 4treapta 5treapta 6

V [Km/h]

1/a

[s^2

/m]

Figura 1.12 Caracteristica timpului de demarare

Rezolvarea integralei prin metoda grafo-analitica

Se determina aria de sub curba (1a

)k(V) delimitata de valorile V0k si V,tinandu-se

seama de scara graficului respectiv.

Timpul de accelerare tdk este proportional cu aria Ak.

0.9*Vmax = 0.9*90 = 81 km/h

A1= 35 mm2

A2= 89,5 mm2

A3= 201,5 mm2

A4= 486 mm2

A5= 1227 mm2

A6= 3989 mm2

Timpul de accelerare tdk este proportional cu aria Ak.Se definesc scarile graficului:1 km/h = 1,5 mm,1 s2/m = 5 mm.Timpul de accelerare este:tdk = Ak / 3,6 p· q [s].

In treapta I timpul de demarare este: td1= 1.29 sIn treapta a II-a timpul de demarare este: td2= 3.31 sIn treapta a III-a timpul de demarare este: td3= 7.46 sIn treapta a IV-a timpul de demarare este: td4= 18 sIn treapta a V-a timpul de demarare este: td5= 45.44 sIn treapta a VI-a timpul de demarare este: td6= 147.7 s

-

Figura1.13 Determinarea timpului de demarare prin metoda grafo-analitica

1.7.2 Trasarea caracteristicii spatiului de demarare in functie de viteza

Spaţiul de demarare reprezintă spaţiul parcurs în timpul respectiv. Pentru determinarea spaţiului de demarare, se pleacă de la relaţia:

v=d Sd

d t (1.25)

Rezultă :

d Sd=v ∙ dt= v ∙d va (v ) (1.26)

Astfel, pentru o treaptă a schimbătorului de viteze aplicând formula (1.26) reiese:

Sdk=1

3,62 ∙∫V 0 k

VV dVak (V )

≅ 113

∫V 0k

VV dVak (V )

(1.27)

Rezolvarea acestei integrale se face prin aplicarea metodei grafo-analitice, având aceeaşi procedură ca şi în cazul determinării timpului de accelerare. Pentru determinarea spaţiului de accelerare se pleacă de la curba de variaţie a timpului de accelerare din fiecare treaptă a schimbătorului.Se definesc scările graficului: 1km/h=p mm şi 1s=r mm .

Spaţiul de accelerare în treapta k este:

Sdk=Ak

3,6 ⋅ p ⋅r[m] (1.28)

Capitolul 2

Proiectarea schimbatorului de viteze

2.1 Studiul solutiilor constructive posibile pentru schimbatorul de viteze si alegerea justificata a schimbatorului de viteze care se proiecteaza.

Rezistenţele la înaintare ale autovehiculelor variază mult în funcţie de condiţiile de deplasare corespunzătoare acestora, trebuind modificată şi forţa de tracţiune. Majoritatea autovehiculelor actuale au ca sursă de propulsie motorul cu ardere internă care permite o variaţie limitată a momentului motor şi deci implicit a forţei de tracţiune.

Din această cauză, autovehiculele echipate cu motoare cu ardere internă trebuiesc prevăzute cu un schimbător de viteze.

Schimbătorul de viteză are rolul de a transforma cuplul şi turaţia motorului cu ardere internă astfel încât să se obţină forţa de tracţiune la roată necesară pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime şi învingerii rezistenţelor din partea drumului.

Schimbătoarele de viteză trebuie să îndeplinească următoarele condiţii pentru a putea fi folosite pe automobil.

Aceste condiţii sunt:

1. Să asigure performanţele necesare de dinamicitate şi de consum redus de combustibil, prin utilizarea celei mai potrivite trepte şi alegerea numărului optim de treapte;

2. Să asigure decuplarea sigură a motorului de transmisie în momentele cerute de condiţiile de utilizare a automobilului;

3. Să fie simple şi uşor de comandat;4. Să funcţioneza cu randament ridicat;5. Să aibe dimendiuni de gabarit şi mase reduse;6. Să fie sigure în funcţionare;7. Să necesite o întreţinere uşoară;8. Să fie ieftine;Să funcţioneza fără zgomot

Deoarece automobilul proiectat este organizat după soluţia ”clasica”, schimbătorul de viteze ce se va proiecta va fi un schimbător de viteze cu trei arbori.

La o cutie de viteze cu trei arbori, arboreal primar, care este in general si arborele ambreiajului, primeste miscarea de la motor prin intermediul ambreiajului. In prelungire lui se gaseste arborele secundar, care transmite miscarea la transmisia longitudinala, fiind prevazut cu caneluri pe care pot culisa unele roti dintate si mansonul.

Arborele intermediar este asezat paralel cu arborele secundar, pe el fiind fixate alte roti dintate. In general rotile dintate de diametru mai mic sunt executate impreuna cu arborele.

Toate cutiile de viteze cu trei arbori au un angrenaj permanent, astfel ca arborele intermediar se va roti tot timpul cat motorul este in functiune si ambreiajul este cuplat. Cand motorul functioneaza dar automobilul sta pe loc, miscarea se transmite de la arborele primar la arborele intermediar, arborele secundar fiind liber, adica rotile de pe el nu angreneaza cu nici una dintre rotile corespunzatoare de pe arborele intermediar. In aceasta situatie cutia de viteze se afla in pozitie neutra.

Diversele trepte ale cutiei de viteze se obtin prin deplasarea pe arborele secundar a blocului de roti dintate sau al mansonului.

2.1.1 Prezentarea constructiei si a functionarii schimbatorului de viteze Getrag 286 folosit pe autoturismele BMW.

Aspecte constructive:

- La acest tip de cutie arborele secundar se sprijina la capatul de iesire pe un rulment cu bile dublu, iar in interiorul arborelui principal se sprijina pe un rulment cu role cilindrice;

- Arborele intermediar este asezat pe un rulment cu role cilindrice spre partea de iesire, si un rulment cu bile dublu la capatul de intrare, ceea ce face cutia de viteze sa ruleze mai silentios;

- Arborii secundar si intermediar sunt goi in interior, ceea ce confera o scadere in greutate a cutiei de viteze. Ei sunt realizati din doua piese sudate intre ele;

- Arborele primar are executata pe el roata dintata care angreneaza permanent cu prima roata de pe arborele intermediar. Acesta se aseaza in carcasa cutiei de viteze pe un rulment cu bile dublu;

- Pe arborele intermediar sunt executate rotile dintate pentru treptele 1 si 2. Rotile dintate pentru treptele 3 si 4 sunt asezate pe rulmenti cu role ace, iar rotile pentru treapta a VI-a si angrenajul permanent sunt fixate pe arbore prin pene;

- Pe arborele secundar sunt executate rotile dintate pentru treptele 3 si 4, celelalte roti dintate fiind asezate pe rulmenti cu role ace;

- Aceasta cutie de viteze prezinta patru sincronizatoare: unul pentru treptele 1 si 2 montat pe arborele secundar; unul pentru treapta de mers inapoi ; unul pentru treapta a VI-a si treapta de priza directa (treapta a V-a) si unul pentru treptele 3 si 4 montat pe arborele intermediar.

- Pentru treapta I si treapta de mers inapoi exista o singura roata pe arborele intermediar.

In figura 2.1 este prezentata o cutie de viteze Getrag 286 in sectiune.

Figura 2.1 Schimbatorul de viteze Getrag 286

Figura 2.2 Schema cinematica a schimbatorului de viteze Getrag 286

2.1.2 Prezentarea constructiei si a functionarii schimbatorului de viteze AK6-80 folosit pe automobilele ROMAN si DAC.

Aspecte constructive:

- Arborele primar este asezat pe un rulment cu role cilindrice;- Arborele intermediar este asezat la capete pe cate un rulment cu role conice montati in

„X” pentru a anula fortele din consola; - Pe arborele intermediar sunt executate rotile dintate pentru treapta I, treapta a II-a si

treapta de mers inapoi;- Toate rotile dintate de pe arborele secundar sunt montate prin intermediul unor

rulmenti cu role ace;- Acest tip de cutie prezinta mufe de cuplare cu gheare;

Toate aceste aspescte constructive pot fii urmarite si in figura 2.3.

Figura 2.3 Schimbatorul de viteze AK6-80

1- arbore primar; 2-rulment arbore primar; 3-pinion arbore primar; 4-capac schimbator de viteze; 5-tija; 30, 6, 8, 9, 11 si 13 – roti dintate de pe arbore secundar; 7, 10, 12- furci pentru comanda trepte; 14- rulment arbore secundar; 15-arbore secundar; 16 si 29- rulmenti arbore intermediar; 18, 20, 21, 24, 25 si 27 – roti dintate de pe arborele intermediar; 17-roata dintata de pe ax de mers inapoi; 19-mufa de cuplare cu gheare pentru treptele I-a si a II-a; 22-arbore intermediar; 23- mufa de cuplare cu gheare pentru treptele a III-a si a IV-a; 26- mufa de cuplare cu gheare pentru treptele a V-a si a VI-a; 28- carterul schimbatorului de viteze.

Figura 2.4 Schema cinematica a schimbatorului de viteze AK6-80

2.1.3 Prezentarea solutiilor constructive pentru componentele schimbatorului de viteze.

a) Arborii schimbatorului de viteze

ARBORELE PRIMAR

Arborii schimbatorului de viteze se monteaza in carter. Tinand seama departicularitatile de functionare ale fiecarui arbore, lagarele pe care se sprijna arborii trebuie sa permita variatiile de lungime (sub influenta temperaturii) fara a duce la griparea axiala a acestora.

Cele mai utilizate caneluri ale arborilor cutiilor de viteze sunt cele cu profil inevolventa, pentru care se recomanda centrarea pe diametrul exterior sau pe laturile canelurii. Centrarea pe laturi se utilizeaza atunci cand momentul transmis actioneaza in ambele sensuri. Centrarea pe diametrul exterior se recomanda atunci cand este necesara o exactitate ridicata deoarece in acest caz arborii se slefuiesc dupa tratamentul termic, iar bucsele canelate sehonuiesc pe diametrul interior

Figura 2.5 Solutii constructive privind lagarul posterior al arborelui primar

1 - arbore primar; 2 - garnitura etansare; 3 - piulita crenelata; 4 - inel elastic de fixare;5 - rulment cu ace; 6 - arbore secundar; 7 - flansa de fixare; 8 - rulment radial;9 – siguranta; 10 – carcasa; 11 - orificiu ungere; 12 – deflector; 13 -inel de siguranta; 14 - rulment cu role;

La schimbatorul de viteze cu trei arbori, arborele secundar 6 se sprijina cu partea anterioara, in general, pe un rulment cu role ace 5, montat in partea posterioara a arborelui primar.

In figura 2.5, f se prezinta solutia la care inelul exterior al rulmentului este fixat in orificiul carterului de catre inelul elastic 4 si flansa 7.

La solutia prezentata in figura 2.5, d rulmentul este montat in carter prin intermediul carcasei 10. Aceasta solutie se utilizeaza in cazul in care carterul schimbatorului de viteze este confectionat din aliaj de aluminiu sau in cazul in care carterul este compus din doua parti, iar planul de separatie trece prin axa arborelui.

In solutiile din figurile 2.5, b si c inelul elastic este inlocuit cu un prag in alezajul arterului. In locul piulitei de strangere 3 pentru inelul interior, uneori se foloseste un inel de siguranta 13 montat pe arbore (fig. 2.5 b).

In general lagarul posterior al arborelui primar este prevazut cu un deflector 12 (fig. 2.5 b, g, h) care nu permite particulelor metalice sa patrunda la rulment.

ARBORELE SECUNDAR

Arborele secundar are de obicei, la ambele tipuri de SV, complexitatea cea mai mare, motiv pentru care este denumit si arbore principal.

La SV cu trei arbori, arborele secundar se sprijina cu capatul sau din fata in arborele primar. Lagarul sau principal este cel din spate si este format dintr-un rulment radial-axial. In compunerea acestui lagar este cuprins si sistemul de etansare si de legatura cu tarnsmisia cardanica.

Rotile dintate de pe acest arbore sunt fie roti libere, dar fara deplasare axiala (cel mai adesea), fie roti baladoare.

Figura 2.6 Solutie constructiva pentru fixarea rulmentului lagarului posterior al arborelui secundar

In figura 2.6 d se prezinta o solutie particulara, la care rulmentii cu role conice 1 si 3 preiau fortele axiale atat ale arborelui primar 4, cat si cele ale arborelui secundar 5.

Figura 2.7 . Solutii constructive de montare a rotilor libere pe arborele secundar

In figura 2.7, a se prezinta solutia cand roata dintata este montata pe arbore prin intermediul unui lagar de alunecare.

In figura 2.7, b se prezinta solutia cand roata dintata este montata pe arbore prin intermediul unui rulment cu role-ace.

In figura 2.7, rotile sunt fixate independent de arbore. In felul acesta se descarca arborele de momentele incovoietoare, dar in schimb se mareste lungimea SV.

ARBORELE INTERMEDIAR

Arborele intermadiar are numai roti fixe, cele cu diametru mic fiind corp comun cu arborele, cele cu diametru mare fiind executate separat si asamblate rigid pe arbore (pana si/sau fretare). Pe el se afla roata condusa a angrenajului permanent si cate o roata dintata pentru fiecare treapta de viteza (mai putin priza directa) inclusiv de mers inapoi. Solutii constructive pentru acest arbore sunt prezentate in figurile de mai jos.

Pentru a mari rigiditatea arborilor, la unele schimbatoare se foloseste solutia de sprijinire pe trei lagare.

Figura 2.8 Solutii constructive pentru arborele intermediar

Materialele pentru arborii schimbatorului de viteze trebuie sa asigure conditii

complexe de rigiditate, rezistenta si duritate superficiala. In general, arborii sunt excutati din oteluri aliate cu continut mediu de carbon, de tipul 41MoC11, 40C10, 50VC11. Pentru arborii executati dintr-o bucata cu rotile dintate, se recomanda acelasi material ca si la rotile dintate (18MC10, 13CN30X, 25MoC11X, etc). Dupa tratamentul termic, duritatea minima a fusurilor trebuie sa fie HRC=53, iar a canelurilor HRC-50…..60.

b) Carterul schimbatorului de viteze

Carterul schimbatorului de viteze trebuie sa aiba o rigiditate suficient de mare si o greutate cat mai redusa Pentru a satisface aceste cerinte nervurile carterului sunt dispuse astfel incat sa se obtina o constructie asemanatoare cu o grinda cu zabrele, cu grosimea peretelui de 6....7 mm. Materialele folosite pentru carter sunt fonta cenusie (Fc20, Fc25, Fc30) si aliajele de aluminiu.

Pentru a permite montajul mecanismelor din cutie, carterul este prevazut cu capace laterale (fig. 2.9 b), sau se foloseste solutia de carter tunel (fig. 2.9. c).

Figura 2.9 Solutii constructive pentru carter la schimbatoarele de viteze cu trei arbori

Carterul schimbatorului de viteze este prevazut cu trei orificii:

- unul la nivelul cel mai coborat pentru golirea uleiului uzat; - al doilea dispus lateral pentru verificarea nivelului uleiului si pentru umplerea cu

ulei; - al treilea pentru aerisirea carterului. Primele doua sunt astupate etans cu dopuri filetate, lar ultimul cu o supapa unisens.

Ungerea schimbatorului de viteze se realizeaza prin barbotare. La schimbatoarele de viteza la care arborii sunt dispusi intr-un plan vertical, barbotarea uleiului este realizata de rotile arborelui intermediar. In Tabelul 2.1 se prezinta sistemele de etansare utilizate la schimbatoarele de viteze, domeniile de utilizare in functie de viteza periferica maxima a fusului si de temperatura maxima si se dau indicatii referitoare la conditiile tehnice privind abaterea medie a rugozitatii suprafetei fusului Rz.

Tabelul 2.1 Sisteme de etansare

c) Rotile dintate

In constructia schimbatoarelor de viteze se utilizeaza roti dintate cu dantura dreapta sau inclinata, cu profil in evolventa. Rotile dintate cu dinti drepti sunt simple si ieftine, dar au o functionare zgomotoasa si se uzeaza rapid, motiv pentru care uitilizarea lor este limitata la treapta pentru mersul inapoi si uneori a primei trepte (cand se utilizeaza solutia de cuplare prin roti cu deplasare axiala). In cazul angrenajelor permanente sunt folosite rotile dintate cu dinti inclinati, care sunt mai rezistente, permit micsorarea distantei intre axe, functioneaza cu zgomot redus. In cazul angrenajelor permanente sunt folosite roti dintate cu dinti inclinati,care sunt mai rezistente, permit micsorarea distantei intre axe, functioneaza cu zgomot redus.

In schimb, prin utilizarea solutiei cu angrenare permanenta, se reduce, in oarece masura randamentul datorita frecarilor suplimentare si totodata se mareste lungimea cutiei de viteze prin introducerea unor elemente speciale de cuplare (mufe si sincronizatoare). Dezavantajul principal al rotilor cu dinti inclinati consta in prezenta fortelor axiale, care incarca in mod suplimentar lagarele arborilor pe care sunt montate rotile respective.

Solutii constructive pentru fixarea rotilor dintate libere pe arborele secundar sunt prezentate in figura 2.7.

d) Mecanismele de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la schimbatoarele de viteze se poate obtine prin roti dintate cu deplasare axiala sau prin roti dintate cu angrenare permenenta si mufe de cuplare.

Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala prezinta urmatoarele dezavantaje:- uzura rapida a dintilor rotilor dintate pe partea frontala si degradarea prematura a lor;- zgomot si socuri la cuplare;- dificultati pentru conducator la schimbarea treptelor.Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare simple

poate fi:-cu mufa de cuplare cu dantura periferica;-cu mufa de cuplare cu dantura frontala.

Intrebuintarea schimbatoarelor de viteze cu roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare simple prezinta si avantajul unei conduceri mai usoare a automobilului contribuind in acelasi timp si la marirea duratei de functionare a rotilor dintate prin descarcarea danturii principale. De asemenea nu a fost exclusa dificultatea, intalnita si la solutiile cu roti dintate cu deplasare axiala, de introducere a dintilor mufei deplasabile in golurile dintre dintii pinionului, precum si dezavantajul care consta in marirea momentului de inertie a pieselor care sufera o accelerare sau o decelerare la schimbarea treptelor.

Cea mai importanta perfectionare a schimbatoarelor de viteze cu trepte cu arbori cu axe fixe o reprezinta sincronizatoarele.

Sincronizatoarele sunt mecanisme are realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la rotatie a lor.

Cele mai importante tipuri de sincronizatoare, dupa forma suprafetelor de frecare, sunt sincronizatoarele cu conuri si sincronizatoarele cu discuri.

Dupa principiul de functionare sincronizatoarele pot fi cu presiune constanta cu inertie sau cu blocare.

Figura 2.10 Sincronizator conic cu presiune constanta

Principiul de lucru al sincronizatorului conic cu presiune constanta cuprinde doua etape:

a) Sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui secundar cu a uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze;b) cuplarea danturii coroanei cu dantura auxiliara a rotii dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa.Principalul dezavantaj al sincronizatorului conic cu presiune constanta il reprezinta

faptul ca acesta nu poate sa asigure in orice conditii egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate care urmeaza sa se cupleze.

Sincronizatoarele conice cu inertie inlatura dezavantajul celor cu presiune constanta. Acestea au o constructie mai complicata avand in plus dispozitive suplimentare de blocare care permit cuplarea treptelor numai dupa egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si pinionului.

Datorita faptului ca sincronizatoarele cu inertie garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga raspandire in schimbatoarele de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor.

Figura 2.12 Sincronizator conic cu inertie, cu inele de blocare si dispozitiv de fixare cu pastile si inele elastice

Dispozitivul de fixare (dintre coroana 16 si mansonul 14) este format din pastilele 5 si inelele elastice 13 si 21. Sub actiunea inelelor elastice, pastilele 5 se sprijina cu proeminentele 15 in canalul semicircular 20 din mijlocul coroanei 16.

e) Rulmentii

In general, arborii taransmisiei autovehiculului se sprijna pe rulmenti, cei mairaspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axiala. Acesti rulmenti radiali cu bile sunt mai ieftini, au un randament ridicat, se monteaza usor si nu necesita reglaje in timpul exploatarii. Rulmentii cu role cilindrice se utilizeaza in cazul in care distanta dintre axe este redusa, iar rulmentii radiali cu bile, de aceleasi dimensiuni, nu pot prelua sarcinile respective. Rulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari, dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul exploatarii. Rulmentii se aleg din cataloage in functie de capacitatea de incarcare dinamica.

f) Sistemul de acţionare de la distanţă a treptelor de viteză

Sistemul de acţionare a treptelor este compus din trei părţi: - mecanismul de acţionare propriu-zis; - dispozitivul de fixare a treptelor;- dispozitivul de zăvorâre.

Mecanismul de acţionare propriu-zis

Deoarece nu avem amplasat schimbătorul de viteze sub maneta schimbătorului, trebuie să folosim un sistem de acţionare de la distanţă a acestuia. In figura 2.13 avem câteva variante constructive ale acestui mecanism, însă doar pentru două tije culisante, nu trei ca în cazul de faţă. Diferenţele însa nu sunt mari, cea de-a treia fiind amplasata între celelalte două, pe poziţia neutră a tijei de comandă.

Figura 2.13 Mecanisme de acţionare de la distanţă

Sistemul cu trei tije este prezentat în figura 2.14

Figura 2.14 Construcţia mecanismului de acţionare la distanţă al unui schimbător de viteze

Dispozitivul de fixare al treptelor

Aceste dispozitive au în alcătuire o bilă sau un bolţ conic fixat de un arc în nişte lăcaşe speciale aflate pe tijă. Fiecare lacăş corespunde unei poziţii a schimbătorului, ţinându-se cont că distanţa dintre ele să permită cuplarea completă a treptelor.

Un alt aspect de care trebuie ţinut cont este rigiditatea arcului ce apasă bila. Acesta nu trebuie să fie nici prea moale, pentru a nu decupla din cauza şocurilor sau vibraţiilor din exploatare, dar nici prea rigid, solicitând fizic prea tare conducătorul auto. Un astfel de dispozitiv este prezentat în figura 2.15.

Figura 2.15 Dispozitiv de fixare al treptelor

Dispozitivul de zavorare (blocare) a treptelor

Rolul acestui dispozitiv este de a nu permite cuplarea simultană a mai multor trepte şi nici cuplarea unei alte trepte atunci când schimbătorul este într-o treaptă oarecare.

Deoarece schimbătorul de viteze de proiectat va avea trei tije culisante situate în acelaşi plan, vom analiza soluţiile constructive pentru acest caz. Cea mai utilizată soluţie pentru cazul de faţă este dispozitivul cu bile pe post de zăvorâre. Funcţionarea acestuia este prezentată în figura 2.16.

Figura 2.16 Dispozitive de blocare al treptelor

In Fig 2.17 se prezinta dispozitivul de blocare a treptelor la un schimbator de viteze prevazut cu 3 tije culisante 1, 2, 3 , care insa nu sunt dispuse in acelas plan. In pozitia neutral (Fig., a) intre locasurile din tije si zavorul 4 exista un mic joc. La deplasarea tijei 2 pentru cuplarea treptei corespunzatoare, zavorul 4 este scos din orificiul acestei tije si introdus, fara joc, in orificiile tijelor 1 si 3 pe care le blocheaza.

Fig. 2.17 Dispozitiv de zavorare cu trei tije culisante in plane diferite

1,2,3 - tije culisante; 4 – zavor;

2.1.4 Descrierea cat mai amanuntita a constructiei schimbatorului de viteze care se proiecteaza.

- Schimbătorul de viteza: prevazut cu un mecanism reductor cu 3 arbori cu axe fixe, 6 trepte de variatie a raportului de transmitere pentru mersul inainte (ultima de prize tirecta) si o treapta de mers inapoi; roti dintate cu dantura inclinata pentru toate treptele; montarea rotilor dintate pe arborele secundar prin intermediul unor rulmenti cu role ace; carter turnat sub presiune din aliaj de aluminiu; Arborele intermediar se va rezema pe o pereche de rulmenti cu role cunice montati in “X”; Arborele principal va fi montat in carte printr-un rulment cu role cilindrice; Capatul de iesire al arborelui secundar va fii rezemat pe un rulment cu bile;

- Sistemul de actionare a schimbatorului de viteze: Comanda treptelor se va realiza prin intermediul unui levier (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda interna). Comanda directa se va realiza prin intermediul unei manete. Dispozitivul de fixare a treptelor ce exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor se alege cel cu bile deoarece este cel mai des utilizat mecanism de acest fel. Astfel nu se va permite deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator.

- Mecanismul de cuplare a treptelor: va fii alcatuit din sincronizatoare.Sincronizatoare de tip conic cu inertie, cu dantura de blocare, pentru toate treptele de viteza. Astfel avem 6 trepte sincronizate pentru mersul înainte, incat se elimina zgomotele de functionare, se mareste durabilitatea roţilor dinţate si se usureaza conducerea prin micşorarea timpilor morti intre schimbarile treptelor de viteze. Comanda treptelor se face manual;

- Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte. Blocarea axelor de comanda se va face prin intermediul unor stifturi cilindrice, stifturi ce se gasesc in orificiile din carterul schimbatorului de viteze.

- Carterul: capacul se va monta pe carterul schimbatorului de viteze prin intermediul a 6 suruburi, si va fi prevăzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion – arbore primar. Separatorul de vapori va fi prevazut cu un furtun ce va avea rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodată acest element din masa plastica va asigura si legătura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbătorului de viteze. De asemenea se prevede si un jgheab din material plastic ce se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si care va avea rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si lainteriorul arborelui primar. Ansamblul va fi completat de un busonul din material plastic prevazut cu o garnitura ce vor ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia. La partea inferioara va fi prevazut in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare - remontare. Tot la partea inferioara a carterului vom avea busonul de golire ce va fi prevazut cu o garnitura de etansare; Capacul spate poate va contine in functie de conditiile tehnologice urmatoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj, palierul axului de comanda al schimbatorului de viteze. De asemenea capacul spate va mai putea contine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui secundar impreuna cu simeringul sau de etansare.

2.2 Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze

2.2.1 Stabilirea schemei de organizare a schimbatorului de viteze

Figura 2.18. Schema cinematica a SV cu 3 arbori si 6 trepte de viteza

Dimensiunile componentelor schimbatorului de viteze:- Jocurile dintre roti si sincronizatoare le vom alege: jr-s = 4 mm.- Latimea lagarelor vor fii B = 24 mm.

- Latimea unei roti dintate va fi de 30 mm iar roata executata in arborele intermediar pentru treapta de mers inapoi si treapta I va fi de 75 mm;

- Latimea unui sincronizator ls = 55 mm;- Distanta dintre doua roti dintate consecutive jr = 3 mm;

Astfel in urma calculelor au rezultat urmatoarele valori:

l1 = 31 mm

l2 = 91 mm

l3 = 33 mm

l4 = 93.5 mm

l5 = 33 mm

l6 = 111 mm

l7 = 87 mm

Valoarea lungimii totale este: ltot = l1 +…+l7 = 479.5 mm

2.2.2 Stabilirea distantei dintre axe si a modulului normal al rotilor dintate

Modulul normal al roţilor dinţate se determină în funcţie de tipul automobilului şi de valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utilizând tabelul din figura 2.19. Adoptând din tabel diametrul pitch DP, modulul se determină cu relaţia:

mn=25.4DP

[mm] (2.1)

Figura 2.19 Date necesare pentru alegerea diametrului pitch

Din tabelul prezentat în figura 2.19 alegem diametrul pitch. Conform figurii pentru autocamioane pentru dantură înclinată DP=6. Aplicând formula (2.1) determinăm modulul normal al roţilor înclinate:

mn=25.4DP

=25.46

=4.08 mm Se adoptă valoarea modulului mn=4 mm.

Automobilele moderne folosesc roţi dinţate cu dinţi înclinaţi deoarece sunt silenţioase şi au un randament ridicat. Distanţa dintre axele arborilor C se predetermină utilizând formula:

C=40 ∙ 3√ M max[mm] (2.2)unde:

- Mmax – momentul motor maxim în [daN];

C=40 ∙ 3√ M max=40 ∙ 3√70.42=165,18 mm Se adoptă C=165 mm.

2.2.3 Determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate

Cunoscând distanţa dintre axe şi modulul normal al roţilor dinţate se determină numerele de dinţi ai roţilor dinţate pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze, Se adopta pentru angrenajul permanent raportul de transmitere:

i p=√ is 1 (2.3)

Rezulta:

i p=√6.64 => i p= 2.57

Numarul minim de dinti al rotii conducatoare a angrenajului permanent este 14 si se calculeaza cu relatia:

Zp ,min=17·(cosβ )3 (2.4)

Zp ,min=17·(cos 25)3 => Zp ,min = 13

Se alege: Zp ,min = 14

Se poate determina si numarul de dinti pentru roata condusa a angrenajului permanent:

Zp' =Zp · i p (2.5)

Zp' =14 ·2.57 = 35.98 => Zp

' = 36

Deoarece dinstanta dintre axe este aceeasi pentru toate perechile de roti aflate in angrenare, se poate scrie:

aw = mn ·(Zk+Zk

' )2·cos βk

=mn · Zk (1+ik )

2 ·cos βk

(2.6)

ik=isk

i p (2.7)

Din relatie 2.6 rezulta:

Zk= 2·cos βk · aw

mn ·(1+ik ) (2.8)

Dupa determinarea numerelor de dinti ale rotilor dintate de pe arborele intermediar se pot determina numerele de dinti pentru rotile de pe arborele secundar:

Zk' =Zk · ik (2.9)

Valorile rapoartelor ik si ale numerelor de dinti obtinute sunt prezentate in tabelul 2.1. Valorile sunt rotunjite la numere naturale, tinand cont si de faptul ca numerele de dinti ale rotilor ce formeaza un angrenaj trebuie sa fie prime intre ele.

Tabelul 2.1 Numerele de dinti ale rotilor de pe arborele intermediar si secundar.

k βk [°] ik Zk Zk

rotunjitZk

' Zk'

rotunjit1 18 2,66 15,2 15 39,2 40

2 7 1,69 22,6 23 39,58 39

3 18 1,2 24,82 25 29,65 30

4 26 0,809 29,49 30 23,87 24

5 18 0,5 35,17 35 19,2 19

6 7 0,4 44,7 45 17,42 18

Recalcularea rapoartelor de transmitere si trasarea diagramei fierastrau reale.

Rapoartele de transmitere se calculeaza tinand cont de numerele de dinti determinate anterior:

isk = Z p

'

Z p

· Zk

'

Zk

(2.10)

Tabelul 2.2 Calculu rapoartelor de transmitere efective.

k Zp Zp' Zk Zk

' isk

1 14 36 15 40 6,852 14 36 23 39 4,353 14 36 25 30 3,084 14 36 30 24 2,055 14 36 35 19 1,396 14 36 45 18 1

Având în vedere că erorile relative obţinute sunt mici, diagrama fierăstrău reală este aproape identică cu cea trasată anterior.

0 500 1000 1500 2000 25000

10

20

30

40

50

60

70

80

90Diagrama fierastrau teoretica

treapta Itreapta a II-atreapta a III-atreapta a IV-atreapta a V-atreapta a VI-a

n [rpm]

V [k

m/h

]

Figura 2.20 Diagrama fierastrau reala.

2.2.4 Determinarea numarului de dinti pentru treapta de mers inapoi

Pentru treapta de mers înapoi se vor utiliza roți dințate cu dantură dreaptă pentru ca această treaptă se cuplează mai rar, vitezele sunt reduse şi pentru ca cuplarea nu se efectuează cu un sincronizator, ci este angrenare directă. Angrenajul pentru realizarea acestei trepte va avea o roată dințată suplimentară, necesară schimbării de sens, care este tot timpul în angrenare cu pinionul de pe arborele intermediar; această roată este montată pe un ax paralel cu arborii transmisiei. Pinionul pentru mersul înapoi este executat direct din arborele intermediar. Raportul de transmitere al treptei de mers inapoi trebuie sa fie aproximativ egal cu cel al treptei intai pentru ca vehiculul sa poata urca panta maxima impusă prin tema de proiect.

Figura 2.21 Schema treptei de mers inapoi.

Raportul de transmitere se calculează:

isR= iap ·Z R2

Z R1 ·

Z R3

Z R2 (2.11)

isR= iap ·Z R3

Z R1 (2.12)

Se considera isR= 6.85, avand aceeasi valoare a raportului de transmitere al treptei I.

ZR3 = isR

iap · Z R1 (2.13)

ZR1= 15

Rezulta: ZR3 = 6 .852 .57 · 15 = 39,98

Se aleg 40 de dinti. În acest caz raportul de transmitere final pentru treapta de mers înapoi va fi:

isRf = 4015 · 2.57 = 6,85

Trebuie să se verifice dacă diametrul de cap al roții dințate R1 nu se atinge cu diametrul de cap al roții dințate R3. Pentru aceasta se va utiliza relația 2.14:

(ZR1+ZR3)·mn

2 ≤ C - 2·mn (2.14)

(15+40)·42

≤ 165 - 2·4

110 ≤ 157

Roata baladoare poate avea orice numar de dinti,ea neinfluentand raportul de

transmitere,se alege zrb=23.

Pentru ca roata baladoare sa fie permanent in agrenare trebuie sa ii gasim cotele de

pozitionare.

AC =( zr 1+ zrb )∗mn

2 =

(15+23 )∗42

= 76 mm

AB = ( zr 3+zrb)∗mn

2=

(40+23 )∗42

= 126mm

BC = 165 mm

Aria triunghiului ABC se poate determina folosind relatia 2.15.

A=√ p∗( p−AC )∗( p−AB )∗( p−BC) (2.15)

unde p reprezinta semiperimetrul triunghiului ABC.

p =76+126+165

2= 183,5 mm

Rezulta A=√183,5∗(183,5−76 )∗(183,5−126 )∗(183,5−165 )=

= 4580,8 mm2

Aria triunghiului ABC se mai poate exprima ca fiind jumatate din produsul bazei si inaltimii.

Rezulta A =165∗X

2 = 4580,8 ,Rezulta X = 55,524 mm

Pentru determinarea cotei Y se aplica teorema lui Pitagora in triunghiul DAB.

Rezulta ca Y2 = AB2-X2 = 1262-55,5242 = 12793,08 , Rezulta Y = 113,1 mm.

2.3 Calculul şi proiectarea mecanismului reductor

2.3.1 Alegerea materialului pentru roţile dinţate şi arbori.

La rotile dintate din cutiile de viteze si de distributie, miezul dintilor trebuie sa fie suficient de rezistent (pentru a prelua eforturile mari de incovoiere) si de tenace (pentru a suporta sarcinile mari de soc). Suprafata danturii trebuie sa fie dura, pentru a rezista presiunilor mari pe portiunea de contact si pentru a asigura conditii favorabile de rezistenta la uzura. Aceste calitati ale danturii se asigura prin intrebuintarea otelurilor aliate de cementare de tipul 15 CO 8, 18 MC 10, 18 Mo CN 13 X, 21 Mo MC 12 X, 13 CN 30 X, 21 TMC 12 sau 28 TMC 12 (STAS 791-66- Oteluri aliate pentru constructii de masini).

De aceea vom alege ca material 18MoCrNi13. Acesta are ca limite de rezistenţă minime următoarele valori: σc=750 MPa, σP lim=400 MPa, σH lim=1500MPa.

Deoarece pentru alegerea modulului am folosit metoda diametrului pitch, ce are ca punct de plecare solicitarea la încovoiere, vom considera dantura rezistentă acestor tipuri de solicitări.

Vom face verificări de oboseală la bază şi la pitting a roţilor dinţate pentru treapta de viteză a III-a, deoarece este cea mai solicitata.

2.3.2 Calculul rotilor dintate.

Calculul angrenajului permanent

Stim ca: ip = 2.57

z1=14 dinti z2=36 dinti β =18o

Elementele cremalierei de referinta

hoa=m∗hoa¿ (2.16)

hof=m∗hof¿ (2.17)

hoa=m∗(h¿¿oa¿∗hof¿ )¿ (2.18)

co=m∗co¿ (2.19)

po=m∗π (2.20)

eo=so=po

2 (2.21)

Figura 2.22 Cremaliera asociata

- α o=20 ° unghiul profilului dereferinta

- hoa¿ =1coeficientulî naltimii capului dereferinta

- hof¿ =1,25 coeficientul inaltimii picioaruluidereferinta

- co¿=0,25 jocul de referinta la picior

Rezulta:

hoa=4∗1= 4 mm

hof=4∗1.25= 5 mm

co=4∗0.25= 1 mm

po=4∗π= 12.56 mm

eo=so=12.56

2= 6.28 mm

Elementele geometrice ale angrenajului permanent

-Modulul frontal

mt=m

cosβ (2.22)

Rezulta mt=4.20mm

-Diametrele de divizare

d1 ,2=m∗z1 , 2

cosβ=mt∗z1 ,2 (2.23)

Rezulta:

d1 = 58.8 mm

d2=151.2mm

-Diametrele de baza

db 1 , b 2=d1 ,2∗cosα t (2.24)

Unde: α t= 20.94 o

Rezulta:

db1=54.91 mm

db2= 141.21mm

Figura 2.23 Elementele geometrice ale angrenajului

-Diametrele de rostogolire

dw 1 , w2=d1 ,2 cosα t /cos αwt (2.25)

Unde : α wt=20.75o

Rezulta:

dw1 = 58.72 mm

dw2=151 mm

-Diametrele de picior

d f 1 ,f 2=d1 ,2−2m∗(h0 f¿ +c0

¿ ) (2.26)

Rezulta:

df1=46.8mm

df2=139.2mm

-Diametrele de cap

da 1 , a 2=d1 ,2+2 m∗h0 a¿ (2.27)

Rezulta:

da1=66.8 mm

da2=159.2mm

-Inaltimea dintilor

h1 , 2=da1 ,2−d f 1 ,2

2 (2.28)

Rezulta:

h1=10 mm

h2=10mm

-Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal

α at 1 ,2=arccos ¿ (2.39)

Rezulta:

α at 1=34.7o

α at 2=27.49o

-Latimea danturii rotilor

b2=d1∗Ψ d (2.30)

b1=b2+(1 …2 ) mm (2.31)

Rezulta:

b2=29.4 mm

b1=30.4mm

Ψ d=0.5

Calculul fortelor din angrenaj

Figura 2.22 Forţe care acţionează asupra angrenajelor cu roţi dinţate

Forţele care acţionează sunt:

-Fortele tangentiale

F t 1=F t 2=¿ 2∗M m

d1 (2.32)

Rezulta:

Ft1=Ft2=2∗704.2∗1000

58.8 =23952.3 N

-Fortele radiale

F r 1=F r 2=F t 1∗tg α t (2.33)

Rezulta:

Fr1=Fr2=23952.3*0.382=9165.6 N

-Fortele axiale

Fa1=Fa2=F t 1∗tgβ (2.34)

Rezulta:

Fa1=Fa2=23952.3*0.32=7782.5N

-Forta normala pe flancul dintelui

Fn=√ Ft 12 +F r 1

2 +Fa 12 (2.35)

Rezulta:

Fn=26800N

Calculul danturii la incovoiere

Figura 2.23

σi=F t

b∗p∗y∗kd∗k c∗k ε∗cosγ

(2.36)

in care:

b=30 mm

p=12.56mm

y=0.172-1. 15

z +4 .5

z2

(2.37)

a=12

v=ω∗m∗z∗10−3

2

(2.38)

ω=π∗n30

(2.39)

unde n=np=2300rpm.

δb=π*m*cosα (2.40)

rb=0.3*m=0.75mm

ε=1.874-3.18(1

19+ 1

40 )=1.627

Prin calcul am obtinut urmatoarele rezultate:

σi1=1371.5 MPa< 1500MPa (rezistenta la rupere)

σi2=1041MPa< 1500 MPa (rezistenta la rupere)

Calculul de rezistenta la presiunea de contact

pc=0.418*√ FnB' ·

Eρ

(2.41)

Unde:

B’=B

cosβ (2.42)

Raza curburii medii:

ρ = ρ1 · ρ2ρ1+ ρ2

(2.43)

Rezulta:

B’= 30 mm

(2.44)

(2.45)

ρ 1 = 9.57

ρ 2 = 24.64

ρ = 6.892

pc = 561.77 MPa < 1300 MPa (tratament prin cementare)

Calculul danturii la oboseala

Verificarea danturii la oboseala se face cu relatia 2.44.

(2.46)

Unde:

N-numarul de cicluri pentru roata dintata care se calculeaza; N=300000

kd-coeficient de dinamicitate;kd = 1.2

k1-coeficient care tine seama de concentrarea sarcinii pe lungimea dintelui;k1=1.1

k2-coeficient care tine seama de siguranta necesara in functionare;k2=1.15

k3-coeficient care tine seama de precizia metodelor de calcul;k3=1.3

β0 =σ−1

σr

c1=1

c2=1.1

c=k1*k2*k3*c1*c2 (2.47)

Rezulta prin calcul σN = 1968.3Mpa

Calculul treptei a III-a

Stim ca: i = 1.2 – raportul de transmitere dintre cele doua roti dintate

z1=25 dinti z2=30 dinti β =18o

Elementele geometrice:

-Modulul frontal

mt=m

cosβ (2.22)

Rezulta mt=4.20mm

-Diametrele de divizare

d1 ,2=m∗z1 , 2

cosβ=mt∗z1 ,2 (2.23)

Rezulta:

d1 = 105 mm

d2=126 mm

-Diametrele de baza

db 1 , b 2=d1 ,2∗cosα t (2.24)

Unde: α t= 20.94 o

Rezulta:

db1= 90.06 mm

db2= 117.67mm

-Diametrele de rostogolire

dw 1 , w2=d1 ,2 cosα t /cos αwt (2.25)

Unde : α wt=20.75o

Rezulta:

dw1 = 104.86 mm

dw2=125.84 mm

-Diametrele de picior

d f 1 ,f 2=d1 ,2−2m∗(h0 f¿ +c0

¿ ) (2.26)

Rezulta:

df1=93 mm

df2=114 mm

-Diametrele de cap

da 1 , a 2=d1 ,2+2 m∗h0 a¿ (2.27)

Rezulta:

da1=113 mm

da2=134 mm

-Inaltimea dintilor

h1 , 2=da1 ,2−d f 1 ,2

2 (2.28)

Rezulta:

h1=10 mm

h2=10 mm

-Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal

α at 1 ,2=arccos ¿ (2.29)

Rezulta:

α at 1=29.79o

α at 2=28.57o

-Latimea danturii rotilor

b2=d1∗Ψ d (2.30)

b1=b2+(1 …2 ) mm (2.31)

Rezulta:

b2=41 mm

b1=40 mm

Ψ d=0.5

Elementele geometrice ale rotilor angrenajului permanent si treptei a III-a sunt prezentate in tabelul 2.3

Tabelul 2.3 Elementele geometrice ale rotilor dintate din angrenajul permanent si trapta a III-a.

Nr.crt

Elementul geometricAngrenaj permanent Treapta a III-aRoată 1 Roată 2 Roată 1 Roată 2

1 Numărul de dinţi 14 36 25 302 Unghiul de înclinare β 180 180 180 180

3 Sens dreapta stânga

4Unghiul de presiune la capul dintelui in plan frontal α at 1

34,70 27,490 29,80 28,570

5 Modulul normal mn 4 46 Modulul frontal mf 4,2 4,27 Diam. de divizare 58,8 151,2 105 1268 Diametrul de bază 54,91 141,2 90 117,679 Diametrul de rostogolire 58,72 151 104,8 125,810 Diametrul de picior 46,8 139,2 93 11411 Diametrul de cap 66,8 159,2 113 13412 Lăţimea danturii roţilor 30.4 29.4 41 4213 Inaltimea dintilor 10 10 10 10

Calculul fortelor din angrenaj

Forţele care acţionează sunt:

-Fortele tangentiale

F t 1=F t 2=¿ 2∗M m

d1 (2.32)

Rezulta:

Ft1=Ft2=2∗704.2∗1000

105 =13413.3 N

-Fortele radiale

F r 1=F r 2=F t 1∗tg α t (2.33)

Rezulta:

Fr1=Fr2=23952.3*0.382= 5132.7 N

-Fortele axiale

Fa1=Fa2=F t 1∗tgβ (2.34)

Rezulta:

Fa1=Fa2=23952.3*0.32=4358.24 N

-Forta normala pe flancul dintelui

Fn=√ Ft 12 +F r 1

2 +Fa 12 (2.35)

Rezulta:

Fn=15008.5N

Calculul danturii la incovoiere

σi=F t

b∗p∗y∗kd∗k c∗k ε∗cosγ

(2.36)

in care:

b=40 mm

p=12.56mm

y=0.172-1. 15

z +4 .5

z2

(2.37)

a=12

v=ω∗m∗z∗10−3

2

(2.38)

ω=π∗n30

(2.39)

unde n=np=2300rpm.

δb=π*m*cosα (2.40)

rb=0.3*m=0.75mm

ε=1.874-3.18(1

19+ 1

40 )=1.627

Prin calcul am obtinut urmatoarele rezultate:

σi1=603.3 MPa< 1500MPa (rezistenta la rupere)

σi2=410.4 MPa< 1500 MPa (rezistenta la rupere)

Calculul de rezistenta la presiunea de contact

pc=0.418*√ FnB' ·

Eρ

(2.41)

Unde:

B’=B

cosβ (2.42)

Raza curburii medii:

ρ = ρ1 · ρ2ρ1+ ρ2

(2.43)

Rezulta:

B’= 40 mm

(2.44)

(2.45)

ρ 1 = 17.1

ρ 2 = 20.52

ρ = 9.327

pc = 275.48 MPa < 1300 MPa (tratament prin cementare)

Calculul danturii la oboseala

Verificarea danturii la oboseala se face cu relatia 2.44.

(2.46)

Unde:

N-numarul de cicluri pentru roata dintata care se calculeaza; N=300000

kd-coeficient de dinamicitate; kd = 1.2

k1-coeficient care tine seama de concentrarea sarcinii pe lungimea dintelui; k1=1.1

k2-coeficient care tine seama de siguranta necesara in functionare; k2=1.15

k3-coeficient care tine seama de precizia metodelor de calcul; k3=1.3

β0 =σ−1

σr

c1=1

c2=1.1

c=k1*k2*k3*c1*c2 (2.47)

Rezulta prin calcul σN = 865.8 Mpa

2.3.3 Calculul si proiectarea arborilor

Arborii sunt solicitati la torsiune si la incovoiere sub actiunea fortelor din organele sustinute (roti dintate si elemente de cuplare) si organele de sustinere (lagare)

Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde deterinarea schemei de incarcare a arborilor, calculul reactiunilor, calculul momentelor de torsiune si incovoiere, determinarea marimii sectiunilor si verificarea la rigiditate.

Figura 2.24 Schema de incarcare a unei cutii de viteze cu 3 arbori

Predimensioanrea arborilor cutiei de viteze se poate face cu urmatoarele relatii:

Pentru arborele primar:

d=2,28 3√ M m (2.48)

d =