Capitolul 1.

1.1 Determinarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze.Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.

Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate.

Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN.iar pentru viteza maximă relaţia devine:

V max=0.377 ⋅rr ⋅nVmax

i0 ⋅ iSN[ km

h ] (1.2)

unde iSN depinde de tipul de schimbător adoptat.Pentru schimbător cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05.Din relaţia (1.2) rezultă

(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max (1.3)

Unde nVmax=ζ ∙ nP (1.4)

nVmax=ζ ∙ nP=1 ⋅5000=5000 rot /min

Conform relaţiei (1.3) rezultă

(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max

=0.377 ∙0.3129 ⋅5000

1 ∙210=2,8

unde: rr=312. 9 mm - raza de rulare; ζ =1

n p=5000 rot /min - turatia de putere maxima.

V max=210 km/h

iSN=1 - raportule de transmitere al treptei in priza directa.

Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă.

Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac.Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 1.1.

Tabel 1.1

Nr. crt

Numar dinţi pinion (Zp)

Număr dinţi coroană (Zc)

i0pred

1 15 672,82 17 76

3 19 85

Deoarece automobilul este organizat după soluţia totul faţă, schimbătorul de viteze care se va adopta este unul cu doi arbori, iar transmisia principală este o transmisie cilindrică simplă, având raportul de transmitere i0t=2.8. Pinionul de atac are Zp=15 dinţi, coroana are Zc=67 dinţi.

1.2. Determinarea raportului al primei trepte a schimbătorului de viteze

Atunci când automobilul rulează pe drum cu viteză constantă , atunci când e cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia, el poate urca o anumită pantă maximă pdmax.Viteza corespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă.

Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie să crească forţa de tracţiune la roată.Acest lucru se poate realiza dacă se foloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucât rezistenţele la înaintare variază

între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiter al acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele la înaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numeşte schimbător de viteze.

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze utilizând următoarele criterii:

1. Criteriul învingerii pantei maxime impuse în temă.2. Criteriul deplasării în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă

stabilă.3. Criteriul solicitării ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

1.2.1 Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă.

La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă.

Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:

iS 1=Ψ max ∙ Ga ∙ rd

M max ∙i0 ∙η t (1.5)

în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:

Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmax

undeα pmax=arctg ( pmax )Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmax=0.01611 ∙0.94+0.313=0.328 (1.6)

iS 1=Ψ max ∙ Ga ∙ rd

M max ∙i0 ∙η t

=0.328 ∙13272,93 ∙0.3150 ∙ 2.8∙ 0.92

=3.2

Valoarea raportului din prima treaptă este limitată de aderenţă, de aceea se face o verificare la aderenţă utilizând formula:

isv 1=(φx+ f ) ∙ Zkφ⋅r r

M max ⋅ i0 ⋅ηt (1.10)

unde:- φx−¿ coeficientul de aderenţă φx=0.7 ÷ 0.9

- f – coeficientul de rezistenţă la rulare f = 0.023

- Zkφ⋅−¿ încărcarea pe vericală la puntea motoare- M max−¿ momentul motor maxim M max=150 daN

Aplicând formula rezultă:

isv 1=(φx+ f ) ∙ Zkφ⋅r r

M max ⋅ i0 ⋅ηt

=(0.8+0.023)⋅3889 ⋅0.3129

150 ⋅2.8 ⋅0.92=2 .96

În concluzie valoare adoptată ,ţinând cont şi de limita de aderenţă se adoptă pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze iS1=2,96 .

1.3. Etajarea schimbătorului de viteze

1.3.1. Determinarea numărului minim posibil de trepte de viteză.

Ţinând seama de tipul automobilului proiectat, schimbătorului de viteză va fi etajat în progresie geometrică. Acest tip de etajare permite utilizarea întregii game de turaţii a motorului, astfel motorul find mai economic.Gama de variaţie a turaţiei motorului este cuprinsă între turaţia minimă stabilă şi turaţia de sarcină totală nmin şi nmax .Aprecierea intervalului de turaţiei ale motorului într-o treaptă dată trebuie să fie considerată situaţia cînd motorul funcţionează la sarcină totală. Intervalul de turaţii va fi:

In=[n’,n”],unde:

n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin

n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax

Cum raportul de transmitere în prima treaptă şi raportul de transmitere în treapta de priză directă se cunosc, respectiv isv1 = 3.2, isn = 1, ramâne de determinat numărul de trepte ale schimbătorului de viteze după formula:

N=1+ln

i sv1

isn

lnn}} over {{n} ^ {'}}¿¿¿

(1.11)

unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin

n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax

isv1 – raportul de transmitere în prima treaptăisn – raportul de transmitere în priză directă

Aplicând formula rezultă numărul minim de trepte ale schimbătorului:

N=1+ln

isv1

i sn

lnn}} over {{n} ^ {'}}} =1+ {ln {3.2} over {1}} over {ln {50 00} over {30 00}} =5 trept¿¿¿

unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n’ = 3000 rot/min n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax n” = 5000 rot.min

isv1 – raportul de transmitere în prima treaptă isv1 = 3.2isn – raportul de transmitere în priză directă isn = 1

Prin urmare, pentru acelaşi interval de turaţii în fiecare treaptă avem:

isj

isj−1

= n'

n} ¿¿

(1.12)

1.3.2 Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de viteze

Relaţia (1.11) arată că rapoartele de transmitere sunt în progresie geometrică şi cunoscîndu-se şi numărul de trepte N avem relaţia:

rG=N −1√ i sn

isv1

(1.13)Introducînd în formulă obţinem:

rG=N −1√ i sn

isv1

=4√ 13.2

=0.72