73650740 calculul cutiei de viteze
DESCRIPTION
cutia de vitezeTRANSCRIPT
Calculul cutiei de viteze - autoturism de 50 kW la 6000 rpm capabil sa trasporte 5 persoane
11 Istoric
Inca din cele mai vechi timpuri omul a cautat metode prin care sa poata transporta diferite materiale sau hrana de la distante mult mai mari Astfel el a construit folosindu-si inteligenta cu care este inzestrat diferite mijloace de transport de la cele mai rudimentare atingand apogeul in sec al XIX-lea odata cu inventia automobilului
Masinile sunt mijloace de transport mici si motorizate Succesul lor ca mijloace de transport de persone si marfa se datoreaza vitezei si independentei pe care o permit
Dintre realizarile tehnice care au cunoscut o evolutie indelungata automobilul si-a cucerit treptat un loc insemnat in viata oamenilor el fiind astazi un mijloc eficace pentru a invinge distantele si timpul si devenind totodata stapanul necontestat al desului paienjenis de drumuri ce strabat intinsul pamantului
Arhitectura automobilului a fost o problema careia constructorii i-au dat mai putina importanta acestia urmarind in primul rand realizarea unor agregate mecanice cu care sa obtina performante tehnice deosebite
Plecandu-se de la cele mai reusite trebuie sa amintim numele lui Louis Renault care in 1898 a inventat cutia de viteze la automobile priza directa la automobile amortizoarele hidraulice si multe altele in domeniul automobilistic
Nici alti ingineri nu duceau lipsa de idei in domeniul mecanici August Horch inventand cutia de viteze si diferentialul fabricate din aliaje usoare
Daca momentul maxim al motorului ar fi transmis direct rotilor motoare automobilul n-ar putea porni Pentru ca turatia motorului sa fie transmisa rotilor ori sa putem manevra automobilul inapoi in conditiile in care arborele cotit al motorului se roteste intr-un singur sens sau in vederea rezolvarii tuturor problemelor ridicate de circulatia pe diferite drumuricand valoarea necesara fortei de tractiune poate fi diferita intre motor si rotile automobilului se monteaza o serie de mecanisme cu roti dintate care reduc turatia dupa necesitati marind in acelasi timp cuplul transmis
Rolul cutiei de viteze care face parte din transmisia automobilului este deci urmatorul
permite modificarea fortei de tractiune in functie de variatia rezistentelor de inaintare
permite deplasarea automobilului cu viteze reduse in raport cu turatia motorului
permite mersul inapoi al automobilului fara a inversa sensul de rotatie al motorului
realizeaza intreruperea legaturii dintre motor si restul transmisiei in timp ce motorul functioneaza (dar automobilul sta pe loc)
12 Alegerea schemei de organizarea a cutiei de viteze
Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea schimbatorului de viteze
Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta tinandu-se seama de tipul automobilului pentru care s-a proiectat cutia de viteze
Am adoptat cutia de viteze cu doi arbori care face corp comun cu diferentialul adica am o solutie costructiva rdquototul-fatardquo cu sinconizatoare inertiale cu bolturi si inele de frictiuneDupa cum se observa in fig 31 angrenajul pentru treapta de mers inapoi nu se realizeazaroata dintata care realizeaza angrenarea fiind pe capacul cutiei de viteza ea nefiind montata in cutie nu se considera a fi un al treilea arbore (intermediar)
In Fig 31 este prezentata schema de organizare a cutiei de viteze cu 5 trepte
Fig 31 Schema de organizare al unei cutii de viteze cu doi arbori
Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa de cuplare pentru fiecare treapta tinand seama de tipul automubilului pentru care se proiecteaza cutia
La autoturismele moderne se utilizeaza solutia de cuplare cu sincronizatoare la toate treptele de mers inainte
In schema dc organizare a cutiei de viteze (fig31) la alegerea pozitiei rotilor dintate fata de lagarele arborilor este necesar sa se adopte initial prin comparatie cu realizari similare existente urmatoarele elementelatimea rotilor dintate b latimea sincronizatoarelor 1B latimea lagarelor B distantele dintre rotile diniate si jocut dintre rotile dintate j
Rezulta din rel (230) ndashcapitolul 2
Rezulta din rel (234)(235)(236) urmatoarele rapoarte
13 Calculul rotilor dintate
Calcuculul rotilor dintate comporta determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoatrelor de transmiterecalculul la incovoiere calculul la presiunea de contact si calculul la oboseala
Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale cutieiLa determinarea numarului de dinti ai rotii trebuie indeplinite urm conditii
Realizareape cat posibila rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteza avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti
Alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim admisibilpentru a rezulta o cutie de viteze cat mai compacta
131 Distanta dintre axele arborilor
Pentru autoturisme se allege formula de calcul de mai jos
(31)
Unde
- momentul maxim motor in Nm
C ndashdistanta dintre axele arborilor
132 Distantele dintre carter si rotile dintate si dintre roti
(32)
Unde
- latimea lagarelor
- jocurile dintre rotile dintate si carter sau dintre roti
- latimea perechilor de roti dintate
- latimea sincronizatoarelor
-distanta dintre carter si rotile dintate si dintre roti
In tabelul de mai jos sunt prezentate date constructive pentru determinarea schemei de organizare a cutiei de viteze in mm (Tabel 31)
Tabel 31
Automobilul B j1 j10 b12b1112 ls
Dacia 1300 1418 4 1416 32
M-21 Volga 1819 4 1720 40
SR-131 2225 3545 2027 55
Se adopta
B=16
j1 j10=4
b12b1112=15
ls=32
(33)
14 Greutatea cutiei de viteze
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
realizeaza intreruperea legaturii dintre motor si restul transmisiei in timp ce motorul functioneaza (dar automobilul sta pe loc)
12 Alegerea schemei de organizarea a cutiei de viteze
Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea schimbatorului de viteze
Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta tinandu-se seama de tipul automobilului pentru care s-a proiectat cutia de viteze
Am adoptat cutia de viteze cu doi arbori care face corp comun cu diferentialul adica am o solutie costructiva rdquototul-fatardquo cu sinconizatoare inertiale cu bolturi si inele de frictiuneDupa cum se observa in fig 31 angrenajul pentru treapta de mers inapoi nu se realizeazaroata dintata care realizeaza angrenarea fiind pe capacul cutiei de viteza ea nefiind montata in cutie nu se considera a fi un al treilea arbore (intermediar)
In Fig 31 este prezentata schema de organizare a cutiei de viteze cu 5 trepte
Fig 31 Schema de organizare al unei cutii de viteze cu doi arbori
Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa de cuplare pentru fiecare treapta tinand seama de tipul automubilului pentru care se proiecteaza cutia
La autoturismele moderne se utilizeaza solutia de cuplare cu sincronizatoare la toate treptele de mers inainte
In schema dc organizare a cutiei de viteze (fig31) la alegerea pozitiei rotilor dintate fata de lagarele arborilor este necesar sa se adopte initial prin comparatie cu realizari similare existente urmatoarele elementelatimea rotilor dintate b latimea sincronizatoarelor 1B latimea lagarelor B distantele dintre rotile diniate si jocut dintre rotile dintate j
Rezulta din rel (230) ndashcapitolul 2
Rezulta din rel (234)(235)(236) urmatoarele rapoarte
13 Calculul rotilor dintate
Calcuculul rotilor dintate comporta determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoatrelor de transmiterecalculul la incovoiere calculul la presiunea de contact si calculul la oboseala
Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale cutieiLa determinarea numarului de dinti ai rotii trebuie indeplinite urm conditii
Realizareape cat posibila rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteza avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti
Alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim admisibilpentru a rezulta o cutie de viteze cat mai compacta
131 Distanta dintre axele arborilor
Pentru autoturisme se allege formula de calcul de mai jos
(31)
Unde
- momentul maxim motor in Nm
C ndashdistanta dintre axele arborilor
132 Distantele dintre carter si rotile dintate si dintre roti
(32)
Unde
- latimea lagarelor
- jocurile dintre rotile dintate si carter sau dintre roti
- latimea perechilor de roti dintate
- latimea sincronizatoarelor
-distanta dintre carter si rotile dintate si dintre roti
In tabelul de mai jos sunt prezentate date constructive pentru determinarea schemei de organizare a cutiei de viteze in mm (Tabel 31)
Tabel 31
Automobilul B j1 j10 b12b1112 ls
Dacia 1300 1418 4 1416 32
M-21 Volga 1819 4 1720 40
SR-131 2225 3545 2027 55
Se adopta
B=16
j1 j10=4
b12b1112=15
ls=32
(33)
14 Greutatea cutiei de viteze
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa de cuplare pentru fiecare treapta tinand seama de tipul automubilului pentru care se proiecteaza cutia
La autoturismele moderne se utilizeaza solutia de cuplare cu sincronizatoare la toate treptele de mers inainte
In schema dc organizare a cutiei de viteze (fig31) la alegerea pozitiei rotilor dintate fata de lagarele arborilor este necesar sa se adopte initial prin comparatie cu realizari similare existente urmatoarele elementelatimea rotilor dintate b latimea sincronizatoarelor 1B latimea lagarelor B distantele dintre rotile diniate si jocut dintre rotile dintate j
Rezulta din rel (230) ndashcapitolul 2
Rezulta din rel (234)(235)(236) urmatoarele rapoarte
13 Calculul rotilor dintate
Calcuculul rotilor dintate comporta determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoatrelor de transmiterecalculul la incovoiere calculul la presiunea de contact si calculul la oboseala
Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale cutieiLa determinarea numarului de dinti ai rotii trebuie indeplinite urm conditii
Realizareape cat posibila rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteza avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti
Alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim admisibilpentru a rezulta o cutie de viteze cat mai compacta
131 Distanta dintre axele arborilor
Pentru autoturisme se allege formula de calcul de mai jos
(31)
Unde
- momentul maxim motor in Nm
C ndashdistanta dintre axele arborilor
132 Distantele dintre carter si rotile dintate si dintre roti
(32)
Unde
- latimea lagarelor
- jocurile dintre rotile dintate si carter sau dintre roti
- latimea perechilor de roti dintate
- latimea sincronizatoarelor
-distanta dintre carter si rotile dintate si dintre roti
In tabelul de mai jos sunt prezentate date constructive pentru determinarea schemei de organizare a cutiei de viteze in mm (Tabel 31)
Tabel 31
Automobilul B j1 j10 b12b1112 ls
Dacia 1300 1418 4 1416 32
M-21 Volga 1819 4 1720 40
SR-131 2225 3545 2027 55
Se adopta
B=16
j1 j10=4
b12b1112=15
ls=32
(33)
14 Greutatea cutiei de viteze
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
- momentul maxim motor in Nm
C ndashdistanta dintre axele arborilor
132 Distantele dintre carter si rotile dintate si dintre roti
(32)
Unde
- latimea lagarelor
- jocurile dintre rotile dintate si carter sau dintre roti
- latimea perechilor de roti dintate
- latimea sincronizatoarelor
-distanta dintre carter si rotile dintate si dintre roti
In tabelul de mai jos sunt prezentate date constructive pentru determinarea schemei de organizare a cutiei de viteze in mm (Tabel 31)
Tabel 31
Automobilul B j1 j10 b12b1112 ls
Dacia 1300 1418 4 1416 32
M-21 Volga 1819 4 1720 40
SR-131 2225 3545 2027 55
Se adopta
B=16
j1 j10=4
b12b1112=15
ls=32
(33)
14 Greutatea cutiei de viteze
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Automobilul B j1 j10 b12b1112 ls
Dacia 1300 1418 4 1416 32
M-21 Volga 1819 4 1720 40
SR-131 2225 3545 2027 55
Se adopta
B=16
j1 j10=4
b12b1112=15
ls=32
(33)
14 Greutatea cutiei de viteze
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(34)
Unde
- distanta dintre arbori
- coeficient care tine seama de tipul cutiei de viteze
C1-constanta
Se adopta
Observatie
In general cutiile de viteze (impreuna cu carterul ambreiajului) reprezinta 2 ndash 3 din greutatea autoturismului si 25 ndash 5 din greutatea autocamionului cu motorul nealimentat
15 Determinarea numarului de dinti pentru cutia de viteze cu dinti inclinati
Pentru cutia proiectata (cu pinioane cu dinti drepti ) se va calcula pe fiecare treapta de mers inainte numarul de dinti din angrenaj si se vor recalcula rapoartele de transmitere
151 Numarul de dinti ai rotilor treptei I
(35)
In cazul cutiilor de viteze pentru automobile unghiul variaza intre limitele
pentru autoturisme si in cazul autocamioanelor si automobilelor de teren
Se adopta
Unde
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
- modulul
-unghiul de inclinare al danturii
- diametrul pitch
La cutiile de viteza cu dinti drepti modulul se va alege aproape de limita superioara(STAS 822-61)
In tabelul de mai jos sunt recomandari pentru alegerea diametrului pitch (Tabel 32)
Tabel 32
Tipul automobilului Momentul motor Nm Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata
Autoturisme - pana la 166
- 173276
- peste 276
10
8
8
12
12
10Autocamioane pana la 276
- 276346
- 346415
- peste 415
7
6
6
5
8
7
6
6
Pentru dantura inclinata diametrul pitch este
Din STAS se alege valoarea modulului
(36)
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(37)
(38)
(39)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(310)
152 Numarul de dinti ai rotilor treaptei II
(311)
(312)
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(312)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(313)
153 Numarul de dinti ai rotilor treptei III
(314)
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(315)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
(316)
154 Numarul de dinti ai rotilor treptei IV
(317)
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(318)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
155 Numarul de dinti ai rotilor treptei V
(319)
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Se recalculeaza cu noile valori ale lui si
16 Calculul geometric al angrenajelor cu dinti inclinati
Calculul se face conform tabel 14-10 pag 24 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU
In urmatoarele subpuncte se vor calcula valori pentru o singura treapta numarul de dinti de pe fiecare treapta insumat fiind acelasi
161 Unghiul de inclinare al dintelui
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege la angrenaje cu dinti inclinati unghiul
162 Modulul(standardizat)
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Conform tabel 14-3 pag 12 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
163 Profilul de referinta(exterior)
Conform tabel 14-1 si 14-2 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege ldquoMecanica generala si greardquo
Pentru conform STAS 821-82
164 Unghiul profilului in plan frontal
(320)
165 Distanta dintre axe
Conform STAS 6055-82 tabel 14-4 pag 13 din ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo de GHEORGHE RADULESCU se alege
166 Deplasari specifice(normale) de profil
Conform tabel 14-6 pag 14(GHEORGHE RADULESCU-ldquoIndrumar de proiectare in constructia de masinirdquo) se alege deplasarile profil pentru angrenaje cilindrice exterioare cu dinti inclinati
Pentru ca
= rezulta
=0 -suma deplasarilor de profil
-deplasari specific de profil
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
167 Latimea danturii
(321)
28=16
Unde
p- pasul
Ψ-(22--275)-pentru roti cu dinti inclinati
p=πm=31425=785=8
17 Parametrii de baza ai angrenajului
171 Distanta dintre axe a angrenajului
Distanta dintre axele angrenajelor este aceeasi pentru toate treptele
(322)
172 Unghiul de angrenare
(323)
Unde
-unghiul profilului de referinta in plan frontal
173 Suma deplasarilor specifice(normale) de profil
174 Deplasari specifice(normale) de profil
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
175 Distanta dintre axe
(324)
176 Diametrele de divizare pentru trIIIIIIIVV
(325)
=2526=65[mm]
=2570=175[mm]
=2534=85[mm]
=2562=155[mm]
=2544=110[mm]
=2552=130[mm]
=2547=117[mm]
=2549=123[mm]
177 Diametrele cercurilor de picior interioare pentru trIIIIIIIVV
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(326)
178 Inatimea dintilor
Se calculeaza analog pentru toate treptele pt ca toate diametrele cercurilor de picior insumate pe fiecare treapta separat sunt egale
(327)
179 Scurtarea dintilor
(328)
1710 Diametrele de cap(exterioare)
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(329)
1711 Diametrele de baza
(330)
(mm)
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
18 Calculul danturii la incovoiere
Fig 32 Schema de calcul la incivoiere a danturii rotilor cu dinti inclinati
In cazul rotilor cu dantura inclinata avem formula
(331)
-in care se inlocuiesc
(332)
Unde
- latimea danturii
- pasul danturii
- forta tangentiala
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
- coeficient care tine seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui
- coeficient care tine seama de de gradul de acoperire
-unghiul de inclinare a danturii
(333)
(334)
(335)
Unde
- coeficientul care tine seama de caracterul dinamic al solicitarii
- momentul motor maxim
- raportul de transmitere dintre motor si angrenajul care se verifica
se alege pentru autoturisme
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(336)
(337)
Unde
- coeficient care tine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii
pentru clasa de precizie I
pentru clasa de precizie a II-a
pentru clasa de precizie a III-a
- viteza tangentiala a rotii pe cercul de divizare
Unde
- grosimea dintelui la baza
- raza de rotunjire a dintelui la baza
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(338)
Unde
(339)
(340)
(341)
(342)
(343)
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
19 Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate Daca presiunea superficiala este prea mare se produce deteriorarea suprafetei de lucru a danturii
Determinarea preiunii de contact se face cu relatia
(344)
In care
- forta normala din angrenaj
- lungimea suprafetelor in contact
si - razele de curbura
- modulul de elasticitate
In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati
(345)
unde
- latimea danturii
- unghiul de angrenare
- unghiul de inclinare a danturii
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
l=22
In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii razele de curbura se vorinlocui astfel
- pentru rotile cu dinti inclinati
(346)
Unde
si - raza cercului de divizare
-aleg cianurarea ca tratament aplicat rotilor dintate
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Eforturile unitare admisibile de contact Tabel 33
Treapta la care se utilizeaza rotile dintate
Tratament aplicat rotilor dintate
Cementare CianurareTreapta I si de mers inapoi
Treptele superioare
19002000
13001400
9501000
650700
110 Calculul arborilor cutiei de viteze
Arborii cutiei de viteze sunt solicitati la incovoiere si torsiuneAceste solicitari dau nastere la deformatii elastic de incoboiere si rasucire caredaca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare(se modifica legile angrenarii si reduc gradul de acoperire
De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta
1101 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare
Incarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenajele rotilor dintate Aceste forte dau nastere ta reactiuni corespunzatoare in lagarele arborilor a caror determinare este necesara atat pentru calculul de rezistenta al arborilor cat si pentru calculul de alegere al rulmentilor
In fiecare angrenaj actioneaza o forta tangentiala Ft una radiala Fr si una axiala Fa
Se vor calcula FtFrFa pentru toate pinioanele de pe treptele de mers inainte
(347)
(348)
(349)
Unde
-forta tangentiala
-forta radiala
-forta axiala
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
-raza cercului de divizare a rotii
-unghiul de inclinare a danturii
-unghiul de angrenare
Forta tangentiala pe pinioane
N
N
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
N
N
N
N
N
N
Forta radiala pe pinioane
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Forta axiala pe pinioane
In Fig 33 este prezentata schema de incarcare a arborilor cutiei de viteze cu doi arbori
Fig33 Incarcarea pe arbori
111 verificarea arborilor la incovoiere si torsiune
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
(350)
Unde
- efortul unitar de incovoiere
- efortul unitar de torsiune
Mt ndashmomentul de torsiune
Mi ndash momentul incovoietor
Wi ndash modulul de rezistenta la incovoiere
Wt ndash modulul de rezistenta la torsiune
Mm-momentul maxim
(351)
(352)
(353)
Se calculeaza momentele de torsine pe fiecare treapta
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu urmatoarele relatii
pentru arborele primar -in Ncm (354)
pentru arborele intermediar si secundar
-pentru arborele principal
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
- pentru arborele secundar
Unde
- momentul motor maxim
- distanta dintre axele arborilor
La proiectarea arborilor se poate utiliza de asemenea urmatoarele relatii dintre cel mai mare diametru al arborelui d si lungimea dintre reazemele l
pentru arborele primar si intermediar
pentru arborele secundar
Pentru arborele principal
(355)
pentru arborele primar si intermediar
Pentru arborele secundar
(356)
pentru arborele secundar
Modulul de rezistenta la torsiune si incovoiere pentru arborele principal si secundar
- arborele primar (357)
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
-arborele secundar (358)
-arborele primar
- arborele secundar
Calculul efortului unitar pe trepte de viteza
arborele primar (359)
arborele secundar (360)
Pentru arborele principal si secundar
Avand aceleasi module de rezistenta efortul unitar este la fel pe ambii arbori
Pentru efortul unitar de incovoiere va fi
arborele primar (361)
arborele secundar
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
=
Fiindca = rezulta ca efortl echivalent va fi acelasi si pentru arborele secundar cat si pentru cel primar
(362)
112 Calculul rezistentei rulmentilor
In general arborii transmisiei automobilului se sprijina pe rulmenticei mai raspanditi fiind rulmentii radiali cu bile ce pot prelua si o anumita sarcina axialaAcesti rulmenti sunt mai ieftini au un randament ridicatse monteaza usor si nu necesita reglaje in procesul expluatariiRulmentii cu role cilindrice sa utilizeaza in cazul in care distant dintre axa este redusa iar rulmentii radiali cu bile de aceleasi dimensiuni nu pot prelua sarcinile respectiveRulmentii cu role conice pot prelua sarcini radiale si axiale mari dar sunt mai scumpi si necesita reglaje in timpul expluatarii
Am ales rulmenti radiali cu bile
Pentru arborele primar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu conice pe un rand
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80
Simbol rulment STAS 9321-85
Pentru arborele secundar
Se adopta conform pag 84 din ldquoAtlas Reductoare de roti dintaterdquo de I Crudu si alti rulment radial cu bile si rulment radial-axial cu role conice pe un rand
Simbol rulment
STAS 9321-85
STAS 1723-80