C.C.A. Cutii de viteze4.3. Calculul schimbtoarelor de viteze mecanicen trepte avnd arbori cu axe fixeCalculul schimbtorelor de viteze mecanice (cutiilor de viteze) urmrete determinarea parametrilor acestorapentruobinerea, dinfazadeproiectare, aunor caliti dinamicei economice optime pentru autovehiculul respectiv.Calculul schimbtorelor de viteze cuprinde urmtoarele etape de calcul: determinarea mrimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei, alegerea schemei de organizare, dimensionarea i verificarea angrenajelor, calculul arborilor, calculul pentru alegerea rulmenilor.4.3.1. Determinarea mrimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei Rezistenele la naintare ale autovehiculului sunt diferite pe parcursul deplasrii autovehiculului, ele depinznd de o multitudine de factori, cum sunt: viteza de deplasare, starea de ncrcare, calitaile i geometria cii de rulare. Toate acestea conduc la modificarea rezistenelorlanaintarentr-o plaj foarte larg de valori, rezistene care trebuie nvinse de fora de traciune dezvoltat la roile motoare ale autovehiculului. n funcie de soluia constructiv adoptat pentru autovehiculul de proiectat, transmisia este format din urmtoarele subansambluri cu raport de transmitere:- schimbtorul de viteze C.V - cu raportul de transmitere al unei trepte icvk;- reductorul-distribuitor R.D(la autovehicule cu traciune integral, la autobuze, autocamioane avnd reductor distribuitor) - cu raportul iR;- transmisia principal T.P - cu raportul i0;Determinarea mrimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei, se efectueaz la calcululdinamicalautovehicululuii anume la calculul de traciune,iar ntabelul 4.7sunt redate sintetic etapele de calcul pentru acestea, cu recomandrile aferente.1C.C.A. Cutii de vitezeTabelul 4.7Elementul de calcul Relaii de calcul. Recomandri.1 2Determinarea raportului transmisiei principale i0Sedetermindincondiiacaautovehiculul satingviteza maxim la turaia maxim a motorului, presupunnd c schimbtorul de viteze este cuplat n treapta de raport 1, i se determin cu relaia: maxmax030 vr nid , n care:nmax-turaia maxim a motorulu [rot/min];rd - raza dinamic a roii[m];vmax-viteza maxim de deplasare a autovehiculului, [m/s].Determinarea raportului de transmitere n treapta I, iCV1.Aceastasedeterminpunndcondiiacaforalaroatn treapta I, s depeasc fora rezistent la urcarea pantei maxime max, cu sarcin maxim, dar s nu depeasc fora de aderen: max 01max 0M iG riM iG rtrad dCVtra d , n care:Ga-este greutatea total a autovehiculului;-coeficientul rezistenei specifice a cii de rulare;i0 - raportul transmisiei principale;tr-randamentul transmisiei;Mmax-momentul maxim al motorului;Gad-greutatea aderent;-coeficientul de aderen al roior.Determinarearaportului de transmitere pentru ultima treapt aschimbtorului de viteze,CVkimax 0max30 v ir nidCVk , n care: nmax - este turaia puterii maxime, n [rot/min], (pentru MAC-uri se ia n calcul turaia de regulator, nr);Determinarea numrului minim de trepte ale schimbtorului de viteze, kmin.Pentru cutiile de viteze etajate n progresie geometric calculul numrului minim de trepte se face cu relaia:MPCVkCVnniiklglg11min+ , n care: nP - este turaia de putere maxim;nM - turaia momentului maxim;iCV1 - raportul de transmitere n treapta I a CV;iCVk - raportul de transmitere n ultima treapt a CV.Valoarea rezultat din calcul se rotunjete la un numr ntreg, k, imediat apropiat,care va reprezenta numrul treptelor de viteze adoptat (minim necesar).2C.C.A. Cutii de vitezeTabelul 4.7 (continuare)1 2Determinarea raiei de etajarePentru etajare n progresie geometric, raia se determin cu relaia: 11 kCVkCViir.Determinarea rapoartelor de transmitere intermediare ale schimbtorului de vitezeSe face cu relaiile:; i ; ... ; i ;21 21 - CVk21 2CV312 kCV CVk CV CV CVCVriririririiDeterminarea raportului de transmitere pentru mersul napoiPentru obinerea unei fore de traciune suficient de mare i a unei viteze reduse de deplasare pentru mersul napoi, cu posibilitatea unei manevrri n siguran a autovehiculului se recomand:IMI=(0,8 ... 1,3)iCV1Verificarea etajrii schimbtorului de vitezeVerificarea etajrii cutiei de viteze se face prin trasarea diagramei ferstru teoretice, adic a dependenei dintre turaie i vitez, determinat cu relaia:( )cvkdki ir nn v030, n care:rd - este raza dinamic a roii, [m];n - turaia motorului, [rot/min];iCVk - raportul de transmitere al CV n treapta k;i0 - raportul transmisiei principale.Observaie: zona de funcionare stabil a motorului corespunde intervalului de turaii [nM, nP] pentru MAS-uri, i [nM, nR], pentru MAC-uri (motoare prevzute cu regulator);Adoptarea unor rapoarte suplimentareDin considerente economice, la unele autovehicule se folosesc schimbtoaredevitezelacare12treaptesunt curaport subunitar (trepte de supravitez), iar la acestea priza direct este realizat n treapta imediat inferioar acestora.Pentru treptele de supravitez se adopt o valoare cuprins ntre 0,7 i 0,8. 3C.C.A. Cutii de viteze4.3.2. Alegerea schemei de organizare a schimbtorului de vitezeAlegereaschemei deorganizaresefacepebazarezultatelor obinutelacalculul de traciune n cadrul cruia s-a efectuat etajarea schimbtorului de viteze. Cunoscndu-se numrul de trepte, trebuie aleas soluia de cuplare pentrufiecare treapt, inndseama de tipul autovehiculului pentru care se proiecteaz schimbtorul de viteze. n prezent, sunt rspndite la autocamioanei autobuzeschimbtoareledevitezecareutilizeazpentrutrepteleinferioare soluia cu roi dinate cu deplasare axial sau cu roi dinate permanent angrenate i mufe de cuplare, iar pentru treptele superioare soluia de cuplare a treptelor cu mufe de cuplare sau cu sincronizatoare. La autoturismele moderne, se utilizeaz soluiade cuplare cu sincronizatoare la toate treptele pentru mersul nainte, iar pentru treapta de mers napoi M.I. i uneori pentru prima treap, se utilizeaz varianta de cuplare cu roi dinate cu deplasare axial, impus de preul de cost sczut i de timpul de utilizare al acestora.Pentru definitivarea schemei de organizare, tot n aceast faz se face alegerea poziiei roilor dinatefadelagrelearborilor (figura4.17), motivpentrucareestenecesar sse adopte, iniial princomparaiecurealizri similareexistente, urmtoareleelemente: limea roilor dinate b, limea sincronizatoarelor ls, limea lagrelor B, distanele dintre roile dinate i jocul dintre roile dinate j. Relaiile i recomandrile pentru calculul elementelor necesare la definitivarea schemei de organizare sunt indicate n tabelul 4.8.Figura 4.17Tabelul 4.8Elementele de calculRelaiile de calcul. RecomandriDistana dintre axele arborilor CPentru autoturisme:[ ] mm263MM A Pentru autocamioane i autobuze: [ ] mm403MM A , n care:MM-este momentul motor maxim, n daNmObservaie: Distana A se definitiveaz la calculul roilor dinateDistanele dintre carter i roile dinate i dintre roi l1 ... l52 22 , 11 1bjBl + + ; 2 24 , 33 22 , 12bj jbl + + + ; 2 26 , 544 , 33bjbl + + ;2 24 , 37 8 , 7 6 6 , 5 56 , 54bj b j b jbl + + + + + + ; 2 288 , 75Bjbl + + .Limea lagrelor (B),jocurile dintre roile dinate i carter sau dintre roi (j1... j7), limea perechilor de roi dinate (b1,2 ... b7,8) i limea sincronizatoarelor (ls) se adopt constructiv.Greutatea schimbtorului de viteze GCV3A a GCV [N], n care:A-distana dintre arbori; a - coeficient ce ine seama de tipul cutiei de viteze).Se consider:- pentru autoturisme a=0,064X10-2N/mm3, n cazul cutiilor de viteze cu trei arbori i a=0,084x10-2 N/mm3, n cazul cutiilor cu doi arbori;- pentru autocamioane a=0,040 x10-2N/mm3pentru cutiile de viteze cu patru trepte i a=0,045 x10-2 N/mm3 n cazul cutiilor cu cinci trepte.Observaie:n general, cutiilor de viteze (mpreun cu carterul ambreiajului) reprezint 2-3% din greutatea autoturismului i 2,5-5% din greutatea asiului autocamionului cu motorul nealimentat.4AAC.C.A. Cutii de viteze4.3.3. Calculul de dimensionare i verificare a angrenajelor de roi dinateCalculul dedimensionarei verificareaangrenajelor deroi dinatepresupuneparcurgerea urmtoarelor etape: - dimensionara geometrico - cinematic a angrenajelor;- calculul de rezisten al danturii.Dimensionarea geometrico - cinematic a angrenajelor. Aceast etap cuprinde: predimensionarea modulului danturii i determinarea distanei ntre axe, determinarea numrului de dini ai roilor i definitivarea rapoartelor de transmitere ale angrenajele ce compun cutia de viteze, determinarea elementelor geometrice ale roilor.Pentru alegerea modulului se utilizeaz fie calculul acestuia cu rela ia m=25,4/DP, fie determinareaprealabilcuajutorul graficului prezentat nfigura4.18. nprimul cazDP reprezintdiametrul pitch, caresedetermincuajutorul tabelului 4.15, nfunciedetipul autovehiculului i valoarea momentului motor.Tabelul 4.18Tipul autovehicululuiMomentul motorm NDiametrul pitch (DP)Dantur dreaptDantur nclinat*Autoturismului - pn la 166- 173...276- peste 2761088121210Autocamioane - pn la 276- 276...246- 346...415- peste 41576658766n cazul utilizrii graficului din figura 4.18, modulul normal se determin cunoscnd valoarea momentului maxim al arborelui secundar Ms determinat cu relaia: (Ms=Mmax.iCV1.CV), n care: iCV1- este raportul de transmitere n treapta nti;CV- randamentul transmisiei de la ambreiaj pn la aborele secundar, CV=0,950,97.Pentruo valoare a momentului de calcul determinat, diagrama ofer un ir de valori posibile ale modulului normal. Valorile spre limita inferioar se vor alege la cutiile de viteze de autoturisme, unde se impun dimensiuni de gabarit ct mai mici i funcionare ct mai silenioas, iarvalorilesuperioare(datoritcapacitii mritedencrcareadinilor)sevor alege pentru automobilele ce funcioneaz n condiii grele de exploatare.5C.C.A. Cutii de vitezeFigura 4.18Valoareaaleas pentrumodulul normal trebuiesseregseasc nirul devalori normalizate n STAS 821-82 pentru modulele normale ale roilor cilindrice. Valoarea definitiv a modulului se va stabili pe baza unui calcul de verificare a danturii.Determinarea distanei dintre axe i a numrului de dini ai roilor dinate se face innd seama de:- realizarea,pectposibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condiiile de conlucraremotor-transmisie, avndnvederefaptulcroiledinateauunnumrntregde dini;- obinerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a numrului minim de dini admisibil.La roile dinate cu profil n evolvent i unghiul de angrenare =20o, se recomand: - zmin=14 dini pentru dantur corectat;- zmin=17 dini pentru dantur necorectat.Pentru determinarea distanei dintre axe i a numrului de dini, n figura 4.19 se prezintoschemcinematicsimplificata unei cutii de viteze cu trei arbori.Un raport de transmitere al cutiei iCVk este alctuit din dou rapoarte de transmitere iCVk= ipxik, unde ikeste raportul de transmitere al angrenajului de roi zk, zk, dispusepearboriiintermediaraiisecundar as, pentru realizarea treptei k, iar ip raportul de transmiterealangenajuluipermanentformat din roile dinate zp, i z`pdintre arborele primar ap i arborele intermediar ai;.Constructiv, obinerea distanei minime dintre axe este posibil cnd pentru raportul de transmitere al angrenajului permanent se adopt valoarea 1 CV pi i , unde iCV1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze n prima treapt.n aceste condiii, cea mai mic roat este pinionul conductor al angrenajului permanent, zp. Pentru roata zp valoarea minim a numrului de dini este:14 cos 173min pzCunoscnd raportul de transmitere al angrenajului permanent se poate determina numrul de dini z`p ai roii conduse de pe arborele intermediar:6Z/pZpAssaiapZkZ/kZ/1Z1Figura 4.19C.C.A. Cutii de vitezep p'pi z z DistanantreaxeAsestabileteinndcont denumrul dedini al roilor pentru angrenajul permanent i de modul cu relaia:( )p'p pcos 2z z mA + , sau ( )pp pcos 2i 1 z mA + unde: m- este modulul normal; p- unghiul de nclinare al danturii angrenajului permanent. innd seama de faptul c distana ntre arbori este egal pentru toate angrenajele cutiei de viteze se poate scrie:( )( ) ( )kk k11 1pp pcos 2i 1 z m...cos 2i 1 z mcos 2i 1 z mA + + + de unde: zp, z1,,zkreprezint numrul de dini al roilor de pe arborele intermediar.Din relaia anterioar se obine:( ) ( )kkk111i 1 mcos A 2z ;...;i 1 mcos A 2z+ + ncare: 1kreprezint unghiurile de nclinare ale dinilor roilor dinate ale angrenajelor succesive 1...k dintre arborii intermediar i secundar pentru realizarea treptelor de vitez.Avnddeterminat numrul dedini al roilor depearboreleintermediar cunoscnd rapoartele de transmitere, se determin numrul de dini al roilor de pe arborele secundar:( ) ( )kk kk11 11i 1imcos A 2z ;...;i 1imcos A 2z+ + innd seama de faptul c numerele de dini trebuie s fie ntregi, valorile date de aceste relaii se rotunjesc la numere ntregi, astfel nct rapoartele de transmitere s se apropie ct mai mult de valorile determinate prin calculul de traciune. Ca urmare a rotunjirii la numere ntregi a numerelor de dini ai roilor ce formeaz angrenajele schimbtorului de viteze, distana ntre axe se modific pentru fiecare angrenaj.Pstrarea neschimbat a distanei ntre axe n urma rotunjirii numrului de dini se face prin dou metode i anume: prin deplasarea profilului, sau prin corijarea unghiului de nclinare al danturii.Prindeplasareaprofilului seobine, nafararealizrii distanei ntreaxeimpuse, o sporire a capacitii portante la ncovoiere a danturii i la presiunea de contact a flancurilor, respectiv creterea gradului de acoperire al angrenajului.Corijarea unghiului de nclinare al danturii se face cu relaia:mA 2z zcos/kr kr+ La alegerea nclinrii danturii roilor, pentru obinerea unor ncrcri ct mai mici axiale pentru arborele intermediar se va avea n vedere i relaia:kpkprrtgtg, referitoare la descrcarea arborelui intermediar de fore axiale. 7C.C.A. Cutii de vitezePentru roile dinate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, procednd dup metodologia de mai nainte numerele de dini ale roilor de pe arborele primar sunt date de relaia: ( )CVkkki mAz+ 1cos 2 ,iar, pentru arborele secundar:( )CVkCVk kki mi Az+ 1cos 2 unde: iCVk este raportul de transmitere al treptei k de vitez.La cutiile de viteze cu trei arbori i treapt de suprapriz, cea mai mic roat este roata de pearborele secundar, a angrenajului treptei desuprapriz. nacest caz, determinarea distanei dintre axe se face prin adoptarea pentru aceast roat a numrului minim de dini.Cunoscnd modulul normal, unghiul de nclinare a danturii i numrul de dini, se pot determina elementele geometrice ale roilor dinate i ale angrenajelor. Calculul geometrici cinematical agrenajelor cilindriceexterioarecuaxeparalele, avnd danturi nclinate cu profil n evolvent, se efectueaz conform STAS 12223-84. 4.3.4. Calculul arborilor schimbtoarelor de vitezeArborii schimbtoarelor devitezesunt solicita i lancovoierei rsucire, rezultnd deforma ii elastice de ncovoierei rsucire, care, dac dep esc limitele admisibile, conduc la oangrenare necorespunztoare(modific legile angrenriii reduc gradul de acoperire). De aceea, n majoritatea cazurilor, dimensionarea arborilor se face dup considerente de rigiditate i nu de rezisten . Trebuie artat c, n exploatarea autovehiculelor, nu se constat deteriorarea arborilor datorit oboselii materialului.Calculul arborilor schimbtoarelor de viteze cuprinde: determinarea schemei de ncrcare a arborilor, calculul reac iunilor din lagre, calculul momentelor ncovoietoarei de torsiune, determinarea diametruluii verificarea la rigiditate. Determinarea schemei de ncrcare a arborilori calculul reac iunilor din lagre ncrcrile arborilor schimbtoarelor de viteze sunt determinate de for ele din angrenajele ro ilor din ate. Aceste for e dau na tere la reac iuni corespunztoare n lagrele arborilor, a cror determinare este necesar att pentru calculul de rezisten al arborilor cti pentru calculul de alegere al rulmen ilor. n fiecare angrenaj ac ioneaz o for tangen ial F t, una radial Fr i una axial F a (n cazul ro ilor cu din i drep i =0i F a=0), ale cror valori sunt date de rela iile: tg F FtgF Fri MFt a t rdi Mt ;cos ;n care: ii - este raportul de transmitere de la motor la roata pentru care se determin for ele; - unghiul de angrenare; - unghiul de nclinare a danturii; rd - raza cercului de divizare al ro ii. 8C.C.A. Cutii de vitezenfigura4.20sereprezintschemeledencrcarepentruarborii schimbtoarelorde viteze cutreiarbori icudoiarborincazulob ineriitrepteide viteze i.innd seama de faptul c asupra arborilor ac ioneaz for e n plane diferite, pentru u urarea calculelor, aceste for esedescompunncomponentecon inute n planul format din axele arborilor secundar (respectivprimar) i intermediar i ncomponenteperpendicularepeacest plan. nmod obi nuit, planul format din axele arborilor schimbtorului de viteze este un plan vertical, motiv pentru care for ele se descompun n componente verticalei orizontale. La stabilirea reac iunilor, se consider arborele n echilibru static sub ac iunea for elor Ft, Fr,i Fa. Sensul for ei axiale Fa depinde de unghiul de nclinare al din ilor ro iii deci, n unele cazuri, poate fi invers sensului din figur. Pentru ro ile din ate cu din i drep i Fa=0. Datorit faptului c la schimbarea treptelor de viteze se modific att for ele,cti pozi iaro ilor activenraport cureazemele, seschimbi reac iunilenlagre, ceeace impune ca determinarea lor s se fac pentru fiecare caz n parte, func ie de particularit ile constructive ale schimbtorului de viteze.ncazul schimbtorului devitezecutrei arbori, arborelesecundar estesolicitat de for ele care iau na tere ntr-un singur angrenaj, datorit faptului c n timpul ct schimbtorul de viteze se afl ntr-o treapt oarecare, momentul este transmis numai unei ro i din ate de pe acest arbore. n schimb, arborele intermediar este solicitat n acela i timp de for ele care iau na tere n angrenajul permanent (care rmn neschimbate, indiferent de treapt)i de for ele care apar n angrenajul dintre una din ro ile arborelui intermediar cu roata corespunztoare de pe arborele secundar. Arborele primar este solicitat de for ele din angrenajul permanent (care nu depind de treapta de vitez)i de reac iunea Rc a lagrului anterior al arborelui secundar (care difer de la o treapt de vitez la alta). La cutia de viteze cu doi arbori, arborele primar este solicitat de for ele care apar ntr-un singur angrenaj, iar arborele secundar de for ele care apar n angrenajul cu roata de pe arborele primari de for ele din pinionul transmisiei principale. n tabelul 4.19i 4.20 sunt date schemele de ncrcare a arborilori rela iile pentru calculul reac iunilor pentru schimbtoarele de viteze cu trei, respectiv cu doi arbori. 9Figura 4.20CFtl5L2l6FaRDARDVRAHRAVRBARCVRCHAiF/tiDBFriRBVRBHl1rdiF/ril4l2L1FtiF/aiFair/dii/RDHrdmFrl6l3l2l1l4L2L1l5L3l8l7REVARDVRAVRCVRBHRFVRAHRCHREHRDHRDARFHF/tpFapF/rpFtpFrpRBVRBAF/riF/aiFtiFaiFriF/t ir/dprdpRCHr/dirdiBECDFC.C.A. Cutii de vitezeTabelul 4.19Arborele Schema de ncrcare a arborelui Rela ii pentru calculul reac iunilor Secundar de la cutiile de viteze cu trei arbori25Ll FRtiCH25Lr F l FRdi ai riCV2 2CV CH CR R R + 24Ll FRtiDH24Lr F l FRdi ai riDV+ai DAF R 2 2 2DA DV DH DR R R R + + Primar de la cutiile de viteze cu trei arbori12 1ll F L RRtp CHAH11 2lL R r F l FRCV dp ap rpAV+ 2 2AV AH AR R R + ( ) ( )12 1 1 1ll l F l L RRtp CHBH+ +( ) ( )11 1 2 1ll L R r F l l FRCV dp ap rpBV+ + +ap BAF R 2 2 2BA BV BH BR R R R + + Intermediar de la cutiile de viteze cu trei arbori( )38'8 7'Ll F l l FRti tpEH +( )3' '8' ' '8 7'Lr F l F r F l l FRdi ai ri dp ap rpEV+ + +2 2EV EH ER R R + ( )38'7 6'Ll F l l FRtp tiFH +( )36' ' ' ' '7 6'Ll F r F r F l l FRrp dp ap di ai riFV+ + +' 'ap ai FAF F R 2 2 2FA FV FH FR R R R + + 10C.C.A. Cutii de viteze Tabelul 4.20Arborele Schema de ncrcare a arboreluiRela ii pentru calculul reac iunilor Primar de la cutia de viteze cu doi arbori12Ll FRtiAH12Lr F l FRdi ai riAV+2 2AV AH AR R R + 11Ll FRtiBH11Lr F l FRdi ai riBVai BAF R 2 2 2BA BV BH BR R R R + + Secundar de la cutia de viteze cu doi arbori( )23 2 5'Ll L F l FRt tiCH+ ( )2' '3 2 5'Lr F r F l L F l FRdi ai dm a r riCV + + +2 2CV CH CR R R + 23 4'Ll F l FRt tiDH+23' '4'Lr F l F r F l FRdm a t di ai riDV +'ai a DAF F R 2 2 2DA DV DH DR R R R + + Calculul arborilor la ncovoiereitorsiune Cunoscnd reac iunile din lagre Rvi Rhi distan ele dintre ro ile din atei lagre, sedeterminmomenteledencovoiereMiV, MiHi 2IH2iV iM M M + , ntr-osec iune oarecare.n general, pentru arborii schimbtorului de viteze, solicita i la ncovoierei torsiune, tensiuneaechivalentsedetermindupipotezaaIII-aderupere(atensiunii tangen iale maxime) cu rela ia: 2 24t i ech + n care:i- este tensiunea de ncovoiere i i iW / M ; t- este tensiunea de torsiune: t t tW / M ; Mi- momentul ncovoietor rezultant:2IH2iV iM M M + ; Wi- modulul de rezisten la ncovoiere; M t- momentul de torsiune:i M ti M M; ii- raportul de transmitere dintre motori arborele care se calculeaz; W t- modulul de rezisten la torsiune. Dac n rela ia tensiunii echivalente se nlocuiesc tensiunileii ti dac seine seama de faptul c: Wt=2 Wi, rezult:ait2t2iechWM M +11C.C.A. Cutii de vitezencazul ncarecalculul seefectueazpebazaipotezei adouaderupere(ipoteza deforma iei maxime de ntindere), dimensionarea arborilor se face cu formula:3aiidnecd 1 , 0MW n care: Mid(momentul ideal) este un moment fictiv ceine seama att de momentul ncovoietor Mi cti de momentul de torsiune M t, fiind dat de rela ia: 2t2i i idM M 65 , 0 M 35 , 0 M + + La calculul arborilor se stabilesc momentele Mii M tpentru fiecare treapt a schimbtorului de viteze, lundu-se n considera ie situa ia cea mai dezavantajoas. Predimensionarea arborilor schimbtorului de viteze se face din condi ia de rezisten pentru care:ai2t2inecM MW+n scopul asigurrii unei rigidit i suficiente, tensiunea admisibil se alege dup cum urmeaz:- pentru arborele primar: e/ai= 7...10;- pentru arborele intermediari arborele secundar: e/ai=5...7, n care e este tensiunea corespunztoare limitei de elasticitate.Valorile mai ridicate se adopt la arborii cu lungime mai mare.innd seama de faptul c arborele secundar este canelat, se alege un arbore care s aibe diametrul interiormaimaresauegalcu celrezultatdin calcululdiametruluiminim, folosid rela iile i recomandrile de mai sus. Apoi, dinSTASse aleg celelalte dimensiuni ale canelurilor, dup care se face calculul de verificare la strivirei forfecare a acestora. Verificarea rigidit ii la ncovoiere a arborilor.Dup cum s-a artat,solicitrile la ncovoiereirsucire ale arborilor dau na tere la deforma ii elastice. Acestedeforma ii, nspecial celedatoratencovoierii, dacdep esc anumite valori admisibile, conduc la angrenare necorespunztoare, iar solicitrile danturii cresc. Deasemenea, datoritdeforma iei arborilor, polul deangrenare, oscilndnjurul pozi iei teoretice, determin o mi care neuniform a arborelui condus, fapt ce contribuie la o func ionare zgomotoas. Figura 4.21n figura 4.21,a se reprezint schematic angrenarea a dou ro i din ate n situa ia n care nu se transmite un moment de torsiune. Dac prin angrenaj se transmite un moment de torsiune, sub ac iunea for elor care iau na tere arborii se deformeaz, iar angrenarea nu mai este corespunztoare (figura 4.21,b). n cazul n care ro ile din ate nu sunt dispuse la mijlocul arborilor, fiind deplasate spre unul din capetele (figura 4.21,c), cu toate c sgeata arborilor se va mic ora (pentru acelea i solicitri), angrenarea nu este corespunztoare din cauza deformrii sec iunii arborilor. 12C.C.A. Cutii de vitezeDurata de func ionare i lipsa zgomotului n angrenajele cu ro i din ate ale schimbtoarelor devitezedepinddemrimeasge ilor arborilordinplanul dedispunerea ro ilor din atei de mrimea rsucirii sec iunilor respective. Calculul deforma iilor arborilor solicita i la ncovoiere se face cu rela iile din tabelul 4.21.Tabelul 4.21Schema de ncrcare a grinziiFormula fibrei medii deformate.Sgeata n dreptul sarcinii.PoriuneaNumrul formulei( ) x b x l xl Eb Fy2 2 36 + ( )

+ + 336a xlx bl EFy( )1]1 +2 2b llbxl E lb a Fy 32 2De la A la 1De la 1 laBn punctul 1IIIIII

alxlx al EFy36( )( )( )11]1 ++2 23b lll x l a

,_

xlxl El a Fy236( )331a a ll EFy +De la A la 1De la A la Bn punctul 1( )11]1

+ l l xlxlxl EMy3 36

,_

lxlxl EMy36( ) a xl EMy 3 26+ De la A la 1De la A la Bn punctul 111]1

,_

xlal alxl EMy2 33223 2( )

233 2a xlxl EMy1]1

,_

xlal a2322( )laal l al EMy 3 232 2 + De la A la 1De la 1 la Bn punctul 1Sgeata total a arborelui, n locul de dispunere a ro ii din ate, se determin cu rela ia: 2H2vf f f + n cazul schimbtoarelor de viteze, sgeata total admisibil a arborelui (n planul de dispunere a ro ilor), considernd ncrcarea corespunztoare momentului motor maxim, este: 13C.C.A. Cutii de vitezef=0,13-0,15 mm pentru treptele superioare; f=0,15-0,25 mm pentru treptele inferioare.Rsucirea planurilor ro ilor din ate la ncovoierea arborelui trebuie s nu dep easc 0,001-0,002 rad.Trebuie subliniat faptul c ro iledin atecudin i nclina i sunt mai sensibile la deforma iile arborilor, dect cele cu din i drep i. n cazul n care asupra arborelui ac ioneaz dou sau mai multe for e, sge ile totale, n fiecare plan, se calculeaz ca suma algebric (ntr-o anumit sec iune) a sge ilor rezultate subac iuneafor elor luateindividual. nfigura4.22seconsidercazul adoufor e. n practic, intereseaz n mod deosebit sge ile n dreptul for elor (ro ilor). ndreptulfor ei F1sgeataarborelui vafiy1=yF1+yF2(yF1estesgeatadatorit for ei F1, iar yF2 este sgeata datorit for ei F2i se determin cu rela ia III din tabelul 4.21). 4.3.5. Calculul pentru alegerea rulmen ilor n general, arborii transmisiei automobilului se sprijin pe rulmen i, cei mai rspndi i fiind rulmen ii radiali cu bile ce pot preluai o anumit sarcin axial. Ace ti rulmen i sunt mai ieftini auunrandament ridicat, semonteaz u or i nunecesit reglajenprocesul exploatrii. Rulmen ii cu role cilindrice se utilizeaz n cazul n care distan a dintre axe este redus, iar rulmen ii radiali cu bile, de acelea i dimensiuni, nu pot prelua sarcinile respective. Rulmen ii curoleconicepot preluasarcini radialei axialemari, darsunt mai scumpi i necesit reglaje n timpul exploatrii.Rulmen ii sealegdincataloage nfunc iedecapacitatea dencrcaredinamic. Dependen a dintre capacitatea de ncrcare dinamici durata de func ionare a rulmen ilor este dat de rela ia: [ ] N D Q Cpn care: D-este durata de func ionare, n milioane de rota ii; Q-sarcina echivalent, n N; C- capacitatea de ncrcare dinamic, n N; p-exponent ce depinde de tipul rulmentului (p=3 pentru rulmen i cu bile; p=10/3=3,33 pentru rulmen i cu role). Durabilitatea D, n milioane de rota ii, se poate exprima cu rela ia: 6h10nD 60D n care: Dh este durata de func ionare, n ore; n-tura ia inelului rulmentului, n rot/min. Rela iile de mai sus sunt valabile pentru rulmen ii care lucreaz la sarcini tura ie constante.n cazul transmisiei automobilului, deci i al schimbtorului de viteze, rulmen ii func ioneaz ntr-unregimnesta ionar, cusarciniitura ii variabile, i anume: cusarcina echivalent Q1[N], la tura ia n 1[rot/min]i durata Dh 1[h]; cu sarcina echivalent Q2[N], la tura ia n 2 [rot/min]i durata Dh 2 [h]; ; cu sarcina echivalent Qn [N], la tura ia n n [rot/min] i durata Dh n [h].Capacitatea de ncrcare, n acest caz, se determin cu rela ia:D Q Cpemn care: Qem- este sarcina echivalent medie;6ech h1060n D D Prin sarcin echivalent medie se n elege ncrcarea, care ac ionnd asupra rulmentului Dh=h1+h2+...+hnlatura iaechivalentn ech, areacela i efect asupralui, cai exploatarea n regimul sta ionar. Astfel, considernd condi ia:14Figura 4.22C.C.A. Cutii de viteze , h n Q h n Qi ipin1 ii echpemrezult valoarea sarcinii echivalente medii: ( )p / 1n1 ipi i ip / 1pn n np2 2 2p1 1 1 emQ Q .... Q Q Q ,_

+ + + n care:i-este raportuldintre timpul hide func ionare a rulmentului n treaptade ordinul i,i timpul total de func ionare D h:hnnhiih12h11Dh,...,Dh,...,Dh,Dh iarn1 ii1 (4.104)i- raportul ntre tura ia n, corespunztoare unui anumit regimi tura ia echivalent nech:echn1 nechiiech22ech11nn,...,nn,...,nn,nn (4.105)Qi-sarcina echivalent, corespunztoare unei anumite trepte a schimbtorului de viteze.Coeficien ii i [%] pentru anumite tipuri de cutii de viteze sunt da i n tabelul 4.22. Tabelul 4.22Numrul treptelor de vitezeTreaptAutoturisme Autocamioane AutobuzeMici Mijlocii Obinuite Mari Autotrenuri Urbane Intereurbane3 trepteIIIIII*1306912277- - - - -4 trepteIIIIIIIV*0,532076,50,5210,587132175535402051555251525691321754 trepte(cu supra-vitez )IIIIII*IV1823680,532076,5143560- -1840511435605 trepteIIIIIIIVV*-0,52418,57513516753152540173123040151410206513516755 trepte (cu supra-vitez)IIIIIIIV*V-0,521557,52513126420- -14156020131264206 trepteIIIIIIIVVVI*- -12481570310203025123520402012124815703102030251215C.C.A. Cutii de viteze6 trepte(cu supra-vitez)IIIIIIIVV*VI- -12487015- -136156015124870158 trepte (cu supra-vitez)IIIIIIIVVVIVII*VIII- -0,5135,5101545203101525251075- -3101525251075Tura ia echivalent n ech se calculeaz cu rela ia: o med cvrmedechi irV66 , 2 n n care: Vmed este viteza medie de deplasare a automobilului (Vmed=50 km/h pentru autoturisme, Vmed=35 km/h pentru autocamioane); i0=raportul de transmitere al transmisiei principale; rr- raza de rularero ilor motoare; i cv med- raportul de transmitere mediu al schimbtorului de viteze.Raportul detransmiteremediual schimbtorului devitezesedetermincurela ia: n 2 1cvn n 2 cv 2 1 cv 1cvmed....i .... i ii + + ++ + +n care: icv1,...,icvnsunt rapoartele de transmitere n diferite trepte ale schimbtorului de viteze; 1 ....n-timpul relativ de utilizare a fiecrei trepte, exprimat n procente din timpul total de exploatare. Sarcinile echivalente Q1, Q2 ... Qn pentru rulmen ii radialii radiali-axiali se determin cu rela ia: ( ) [ ]d i i i if S A Y XVR Q t + n care: Ri - este sarcin radial, corespunztoare treptei de ordinul i a schimbtorului de viteze, n N; Ai- sarcina axial exterioar, care ac ioneaz asupra rulmentului n treapta de ordinul i, n N; X- coeficient de transformare a sarcinii locale n sarcin circumferen ial (coeficient radial); Y- coeficient de transformare a sarcinii axiale n sarcin radial; V- coeficient de rota ie (ia n considerare influen a rotirii inelului interior sau exterior); S i-rezultanta for elor axiale care iau na tere n rulmen iiradiali-axiali sub influen a sarcinilor radiale (figura 4.22); fd-coeficient care ia n considerare caracterul dinamic al sarcinii (n cazul transmisiei automobilului fd=1...1,5 pentru autoturisme, fd=1,3...1.8 pentru autocamioane; limitele inferioare se iau pentru rulmen ii schimbtorului de viteze).Figura 4.22Figura 4.23For ele axiale S, datorate for elor radiale R (figura 4.73), se determin cu rela ia: YR5 , 0 Rtg 2 , 1 S Coeficien ii X, Yi Vsealeg, nfunc iedetipul rulmentului, dincataloagelede rulmen i. Reac iunileRi i Ai sunt variabile(lafel cai momentul motor), deaceea calculul lor se face considernd momentul echivalent Mech dat de rela ia: M echM M ncare:-estecoeficientul deutilizareal momentului motori sedetermindingraficele prezentate n figura 4.23, n func ie de raportul dintre greutatea total a automobilului Gai momentul maxim al motorului MM.16C.C.A. Cutii de vitezeDurabilitatea rulmen ilor se alege astfel nct transmisia automobilului s func ioneze corespunztor ntre dou repara ii capitale.ntabelul4.23sedauvalorileorientative pentru durabilitatearulmen ilorpnla repara ia capital.Tabel 4.23Tipul automobiluluiDurata de funcionare hDurabilitatea mii kmAutoturisme- pn la 0,800 dm3- 0,800-1449 dm3- 1,500-1,999 dm3- 2,000-4,000 dm3- peste 4000 dm31500 .. 3000120150170240270Autocamioane- pn laN 10 24-N 10 5 , 4 0 , 24 -N 10 10 5 , 44 - pesteN 10 1042500 4000130155 175155 280255 305Autobasculante- pn laN 10 54-N 10 12 54 - pesteN 10 12425003500105155175255305Autobuze- microbuze- capacitate nominal de transport mic (lungimea de gabarit 5 , 9 m)- capacitatea nominal de transport medie (lungime de gabarit 9,5 11,0 m )-capacitatea nominal de transport mare (lungimea de gabarit