memoriu tehnic cutie de viteze

8/10/2019 Memoriu tehnic Cutie de viteze

1/40

UTC-N PROIECT DE SEMESTRU PAG.2

CA P.2. ROL UL SI DESTINATIA CUTIEI DE VITEZE

Rezistentele la inaintarea automobilului variaza mult in functie de

conditiile de deplasare si corespunzator acestora trebuie modificata si forta de

tractiune.

Cutia de viteze face parte din transmisia autovehicolului avand rolul:

1. sa permita modificarea fortei de ractiune in functie de variatia rezistentelor la

inaintare;

2. sa permita deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de catre

mtorul cu ardere interna, care are turatia minima stabilita relativ mare;

3. sa permita mersul inapoi al automobilului fara a inversa sensul de rotatie al

motorului;

4. sa realizeze intreruperea indelungata a legaturii dintre motor si restul transmisiei in

cazul in care automobilul sta pe loc cu motorul in functiune.

Cap.3. Cerinte s i con dit i i im pis e.Regim ul de fun ct ion are.

Cutia de viteze a unui autovehicul trebuie sa indeplineasca urmatoarele

conditii:

1. sa asigure calitati dinamice si economice bune;

2. sa prezinte siguranta in timpul functionarii;

3. sa prezinte o constructie simpla, rezistenta si sa fie usor de maevrat;

4. sa prezinte o functionare fara zgomot si sa aiba un randament cat mai ridicat;5. sa aiba o rezistenta mare la uzura;

6. sa aiba greutate mica si gabarit redus;

7. sa aiba o intretinere usoara.


2/40


Cap.4. Clasif icare. Tipu ri co ns tru ct iv e.

Descriere . Part i co m po nente.

Cutiile de viteze utilizate la autovehicule se clasifica dupa modul deschimbare a raportului de transmitere si dupa modul de schimbare a treptelor de

viteza.

1. Dupa modul de variatie a raportului de transmitere, acestea pot fi:

- cu trepte (cu etaje) la care variatia raportului de transmitere este discontinua;- continue sau progresive, care asigura intre anumite limite o variatie continua

a raportului de transmitere;- combinate, care prezinta o asociere intre o cutie de viteze progresiva siuna in

trepte.

Cutiile de viteze in trepte se clasifica in functie de pozitia axelor arborilor

si dupa nmarul treptelor pentru mersul inainte.

Dupa pozitia axelor arborilor, in timpul functionarii, cutiile de viteze in

trepte pot fi:- cu axe fixe (simple), la care arborii au axa geometrica fixa;- planetare, la care axele unor arbori executa o miscare de revolutie on jurul

unui ax central.

Dupa numarul treptelor de viteza, cutiile de viteze pot fii cu trei, patru,

cinci sau mai multe trepte.

Cutiile progresive, se clasifica, dupa principiul de transformare a

momenrului, in:- mecanice, de tipul cu frictiune si cu impulsuri;

- hidraulice, de tipul hidrodinamice sau hidrostatice;- electrice.

Cutiile de viteze comprimate prezinta in general o asociere intre un

hidrotransformator si o cutie de viteze in trepte, de obicei planetara.


3/40


4/40


cuplarea simultana a mai multor trepte.

Solutii constructive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la cutiile de viteze se poate obtine prin roti dintate cu

deplasare auxiliara; prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare.

Cuplarea treptelor cu roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de

cuplare poate fi: cu mufe de cuplare simpla; cu mufe de cuplare cu dispozitiv de

sincrnizare(sincronizatoare); cu mufe de cuplare cu dispozitiv tip roata libera.

1) Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala

Din cauza vitezelor tangentiale diferite ale rotilor prezinta urmatoarele

dezavantaje:- uzura rapida a dintilor rotilor pe partea frontala si degradarea prematura;- zgomot si socuri de cuplare;- dificultati pentru conducator la schimbarea terptelor de viteve;

Solutia de cuplare a treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala se

utilizeaza la treptele inferioare ale cutiilor de viteze de la autocamioane precum si

pentru obtinerea treptei de mers inapoi, datorita simplitatii si a costului redus.

1 3

a

4 2 4 2

1 3

bCuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala:a-elemente constructive; b-schema cinematica


5/40


Pentru eliminarea partiala a acestor dezazantaje, la fabricarea rotilor

dintate partea laterala a dintilor cu care intra in angrenaj se uzineaza cu inclinari si

rotunjimi.

2) Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de

cuplare simple

Se utilizeaza, de obicei, la treptele superioare ale cutiei de viteze care

se folosesc cea mai mare parte din timpul de miscare al automobilului.

Sunt si unele cutii de viteze la care toate treptele es obtin prin roti dintate

permanent angrenate, cu exceptia treptei de mers inapoi. Nici la aceasta solutie

socurile nu au fost eliminate ci numai deplasate de la dantura dintilor la dantura mufei.

Datorita faptului ca toti dintii mufei vin in contact in acelasi timp, uzura va fi mai mica,

deoarece sarcina preluata de un dinte este mult mai redusa.

La aceasta solutie apare dezavantajul care consta on marirea

momentului de inertie al pieselor, care sufera o accelerare sau o decelerare la

schimbarea treptelor.

In scopul usurarii schimbarii treptelor, se utilizeaza la unele automobile

mufe pentru usurarea cuplarii.

Fata de o mufa obisnuita simpla, mufa care usureaza cuplarea treptelor

la cutiile de viteze prezinta unele particularitati:


6/40


- dintii danturilor de cuplare ale rotilor dintate alterneaza, unul scurt, la jumatate

din lungime, cu unul de lungime normala;- dintii mufei sunt jumatate din numarul dintilor danturilor de cuplate.

Marginile dintilor danturilor de cuplare ai rotilor dintate si ai mufei, sunt tesite.

Utilizarea mufelor care usureaza cuplarea treptelor de viteze la cutiile deviteze permit sa se accelereze intrucatva procesul de schimbare al treptelor. Nici

aceasta solutie constructiva nu poate diminua socul care apare la schimbarea treptelor.

Pentru a asigura o cuplare usoara si fara socuri, este necesar ca prin

operatii suplimentare sa se realizeze, in cazul schimbarii de la o treapta inferioara la

una superioara, egalarea vitezelor unghiulare ale elementelor de angrenare.

In cazul schimbarii de la o treapta onferioara la una superioara, egalarea

vitezelor unghiulare se obtine printr-o dubla debraiere, iar in cazul schimbarii de la o

treapta superioara la una inferioara, ina afara de o dubla debreiere se efectueaza si o

accelerare intermediara a motorului.

3) Cuplarea treptelor cu sincronizatoare

Sincronizatoarele sunt mecanisme cu ajutorul carora se realizeaza

egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la

rotatie a lor, permitand o schimbare rapida si fara soc a treptelor indiferent de

indemanarea conducatorului.

Dupa principiul de functionare, se deosebesc:- sincronizatoare cu presiune constanta sau sincronizatoare simple;- sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare.

Dupa forma suprafetelor de frecare, pot fi:

- sincronizatoare cu conuri;

- sincronizatoare cu discuri.


7/40


Sincronizatorul cu presiune constanta

Este prezentat in figura 5 si are urmatoarele parti componente:

1. arbore primar;

2. roata dintata;

3. roata cu dantura interioara;

4. furca;

5. bile;

6. arcuri;

7. roata dintata;

8. , 10. dantura;9. manson al sincronului;

11. anelurile arborelui secundar;

Principiul de lucru al sincronului cu presiune constanta cuprinde 2 etape:- in prima etapa se realizeaza sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui cu a

uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze;- In a doua etapa se cupleaza dantura coroanei cu dantura auxiliara a rotii

dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa.In prezent sincronizatoarele conice cu presiune constanta se utilizeaza la

treptele inferioare ale unor cutii de viteze ale automobilelor prevazute cu ambreaje cu

mai multe discuri.

Sincronizatorul conic cu inertie

Un exemplu este prezentat in figura 6 si in comparatie cu

sincronizatoarele cu presiune constanta, sincronizatoarele cu inertie sunt mai

complicate, avand in plus dispozitive suplimentare de blocare, care permit cuplareatreptelor numai dupa egalarea vitezelor inghiulare ale arborelui si rotii dintate cu care

urmeaza sa se solidarizeze la rotatie. DatoritaFaptului ca sincronizatoarele cu inertie

garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga

raspandire in cutiile de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor.

Sincronizatorl cu servoefect

Este prezentat in figura 7 si are urmatoarele parti componente:1. coroana dintata;

2. inel elastic;


8/40



9/40


3. -10. pinioane;

4. arbore canelat;

5. bucse canelate;

6. mansonul sincronizatorului;7. ghidaje;

8. dantura;

9. rulment cu role;

11. locasuri;

12. capete;

13. furca;

14. partea interioara a canelurilor;

15. inele;

16. prag.

Pinioanele sunt montate liber pe erbore prin intermediul rulmentilor cu

role, care au ca inel interior bucse canelate. Fiecare pinion are fixat pe el cate o

coroana dintata, prevazuta cu un butuc pe care se monteaza inelul elastic de

sincronare. Acest inel este spintecat si nu are grosime uniforma. Mansonul

sincronizatorului, montat pe canelurile arborelui, este prevazut la partea imterioara cu

caneluri iar la partea exterioara cu trei ghidaje.

Solutii constructive pentru treapta de mers inapoi

Solutia pentru treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile

constructive ale cutiei de viteze, precum si de raportul de transmitere necesar pentru

obtinerea unei forte de tractiune suficient de mare si a unei viteze reduse de deplasare

a automobilului pentru a da posibilitatea unei manevrari corecte.

La cutiile de viteze cu trei trepte si cu cinci trepte ale autoturismelor,

pentru obtinerea treptei de mers inapoi se utilizeaza, in general, un pinion suplimentar,

montat liber pe axul de mers inapoi si aflat in angrenare permanenta cu ultimul pinion al

arborelui intermediar destinat in acest scop. Dezavantajele acestei metode sunt

urmatoarele: necesitatea montarii pe arborele intermediar a unui pinion suplimentar.

O alta solutie constructiva este utilizarea unui bloc de roti dintate.

La cutiile de viteze cu patru trepte, cu roti cu deplasare axiala, pentru

obtinerea treptei de mers ianpoi trenuie sa se utilizeze o furca speciala cu ajutorul


10/40


careia se deplaseaza un anumit bloc de roti dintate.

Cele mai raspandite cutii de viteze la automobile sunt cele cu trei, patru sau

cinci trepte.

Cap.5 Aleg erea variantei con stru ct iv e s i ju s t i f ic area aleg er ii

Pentru acest proiect am ales cutia de viteze xxxxxxxxxxxxxxx care

echipeaza automobilul Chevrolet Aveo. Aceasta este o cutie de viteze cu cinci trepte de

mers inainte sincronizate si una de ners inapoi nesincronizata. Toate treptele de viteze

sunt prevazute cu sincronizatoare HONDA.

S-a ales aceasta varianta constructiva deoarece motorul are o capacitate

cilindrica mare, o putere mare si un cuplu motor mare de la turatii scazute, fiind o cutie

de viteze foarte performanta, asemanatoare cu cele de la Formula 1.


11/40


Cap.6 MEM ORIU J USTIFICA TIVDE C A L C U L

6.1 Calculul rapoartelor de transmitere

P 176 kW

n P 8300 rot/min

M M 20.8 daNm

n M 7500 rot/min

roata(janta):

anvelopa: 205X16

Din simbolizarea anvelopei avem: B 205 [mm]

HB

100 70 H B 70100

H 143.5 [mm] inaltimea anvelopei

d 13 25.4 d 330.2 [mm] diametrul interior anvelopa

r 0 d 2 H2 r 0 308.6 mm

r 0.8 r 0 10 3 r 0.247 m

m a 1260 kg

g 9.81

G a m a g 10 1 G a 1.236 10

3 daN


12/40


max 30 deg -unghiul pantei maxime

v a.I 90 Km/h k 1.15

p 2.2 daN/cm2

f 0.019

3p 2

0.00245

p

v a.I

100

2 0.0042

3p 4

v a.I

100

3

k

f 0.016 -coeficient de rulare

f cos max sin max -coeficientul rezistentei totale a drumului

0.514

P MM M n M

9559.410 3 P M 1.632 10

4 W

3.142

i 0 4.10 raportul transmisiei principale

0 0.93 randamentul transmisiei principale

tr1 0 0.03 randamentul corespunzator treptei I

tr1 0.96

tr 0 tr1 randamentul transmisiei treptei I

tr 0.893

v a.Itr P M

G a viteza in treapta I

va.I

22.951 m/s

v a.I.km v a.I 3.6


13/40


v a.I.km 82.623 km/h

i k.I 30

r n M

i 0 v a.Iraport de transmitere in treapta I

i k.I 2.061

-ratia seriei geometriceq 3 i k.I

q 1.273

i k.IIi k.I

qraport de transmitere in treapta II

i k.II 1.619

i k.IIIi k.II

qraport de transmitere in treapta III

i k.III 1.273

i k.IVi k.III

qraport de transmitere in treapta IV

i k.IV 1

i k.Vi k.IV

qraport de transmitere in treapta V

i k.V 0.786

i k.VIi k.V

q

raport de transmitere in treapta VI

i k.VI 0.618


14/40


Se adopta din catalog :

i k.I 3.13

i k.II 2.05

i k.III 1.48

i k.IV 1.16

i k.V 0.97

i k.VI 0.81

6.2 Calculul de predime ns ionare

-distanta dintre axe C

C 26 3 M M

C 71.504 mm

-diametrul arborelui primar

d p 2.283

M M 103

d p 62.703 mm

-diametrul arborelui secundar

d s 0.43 C

d s 30.747

-lungimea arborilor

L pd p

0.17L p 368.842 mm

L sd s

0.16L s 192.166 mm


15/40


modulul

D P 12 diametrul Pitch

m 25.4

D P m 2.117

m STAS 2.5 mm

m 2.5 mm

Pentru stabilirea numrului minim de dinti se folosesc urmtoarele re

-unghiul de inclinare a dintilor

20 25 -pentru autoturisme de teren

25 45 -pentru autoturisme

35 deg

-numarul de dinti

z min

z 1 z 2

cos ( )

z 3 z 4

cos ( )

z 5 z 6

cos ( )

z 7 z 8

cos ( )

2 C

m

z min 14

z 1 z min z 1 14

C 12 C

mcos ( )

C 1 46.858 mm

z 2 C 1 z 1 z 2 32.858

z 4C 1 2

i k.IIz

1z 2

1

z 4 23.944


16/40


z 3 z 4 i k.IIz 1

z 2z 3 20.914

z 6

C 1 5

i k.IIIz 1

z 21

z 6 25.67

z 5 z 6 i k.IIIz 1

z 2z 5 16.188

z 8C

1 8

i k.Iz 1

z 21

z 8 16.651

z 7 z 8 i k.Iz 1

z 2z 7 22.207

Se adopta :z 1 14 z 5 17

z 2 33 z 6 26

z 3 20 z 7 23

z 4 24 z 8 17

6.3 Calculul parametrilor rotilor dintate cilindrice cu dinti inclinati.

35 degunghiul de inclinare a dintilor.

P 1 176 KW

n 1 8300 rot/min

Materialul din care se executa pinionul cilindric este30 MoCrNi 20 ( tabel 2.4 ) [2] .

Materialul din care se executa roata dintata cu care angreneaza pinionul este 40 Cr 10imbunatatit ( tabel 2.4 ) [2] .


17/40


Numarul de dinti ai pinionului cilindric :

z 1 14 - numarul de dinti ai pinionului cilindric.

Numarul de dinti ai rotii conduse :

z 2 33Factorul b/m este :

b 2

m n35 - pentru lagare de otel ( tabelul 2.8 ) [1].

Factorul zonei de contact:

Z H 2.45 - ( figura 2.57 ) [1].

Factorul demate rial:

Z E 190 - factor de elesticitate ( tabelul 2.9 ) [1].

Factorul inclinariidintilor:

Z cos ( )Z 0.905


18/40


Calculul pres iunii de contact admisibile:

Hlim 1100 Mpa - presiunea de contact limita dintre

flancurile dintilor ( tabelul 2.4 ) [1].

Pentru predimensionare se admit urmatoarele valori pentru :Z NT 1 - factorul duratei de functionare.

Z L 1 - factorul influentei ungerii asupra solicitarii de contact.

Z V 1 - factorul influentei vitezei periferice asupra solicitarii de contact.

Z R 1 - factorul rugozitatii flancurilor dintiilor.

Z W 1 - factorul raportului duritatii flancurilor.

ZX

1 - factorul de dimensiune pentru solicitarea de contact.

S Hmin 1.15 - factorul de siguranta pentru rezistenta de contact.

HPHlim Z NT

S HminZ L Z V Z R Z W Z X

HP 956.522 Mpa

m nSTAS 3.5 -se alege din STAS 822-82.b 6 m nSTAS

b 21 mm

Distanta axiala elementara:

am nSTAS

cos ( )

z 1 z 2

2

a 100.409 mm

Se modifica unghiul pana se ajunge la o valoare cat mai apropriata de

valoarea din STAS .

35 deg

am nSTAS

cos ( )

z 1 z 2

2

a 100.409 mm


19/40


Se alege din STAS 6055-82 valoarea cea mai apropriata.

Atunci distanta axiala elementara:

a STAS 100 mm

Diametrele de divizare :

d 1m nSTAS

cos ( )z 3

d 1 85.454 mm

d 2m nSTAS

cos ( )

z 4

d 2 102.545 mm

Unghiul de angrenare frontal:

n 20 deg

t atantan n

cos ( )

t 23.957 deg

wt acos a

a STAScos t

wt 23.424 deg

inv wt tan wt wt

inv wt 0.024

inv t tan t t

inv t 0.026


20/40


Suma deplas ariilor spe cifice de profil:

x inv wt inv tz 1 z 2

2 tan n

x x 1 x 2

x 0.116

Numere le de dinti ai rotii dintate cilindrice e chivalente :

z n1z 1

cos ( )( ) 3

z n1 25.47

z n2z 2

cos ( )( ) 3

z n2 60.037

Deplasarea specifica de profil la roata 3:

x 1x

20.5

x

2

logz n2

z n1

logz n1 z n2

100

x 1 0.118

Deplasarea specifica de profil la roata 2:

x 2 x x 1

x 2 0.233

Coe ficie ntul de scufundare a inaltimii dinte lui:

k xz

1 z

22 cos ( )

cos t

cos wt

cos wtk 1.217 10 3


21/40


Verificare a rotiilor dintate la inte rfe rente de subtaiere :

h 1 coeficientul inaltimii capului de referinta

z 1lim

2 cos ( )

sin t2 h x 1

z 1lim 8.768

z 1 z 1lim- nu apar s ubtaieri.

z 2lim2 cos ( )

sin t2

h x 2

z 2lim 12.253

z 2 z 2lim- nu apar subtaieri.

Diametrele ce rcurilor de cap:

k 0.06

d a1 m nSTASz 1

cos ( )2 x 1 2 h 2 k

d a1 67.221 mm

d a2 m nSTASz 2

cos ( )2 x 2 2 h 2 k

d a2 145.947 mm

Diametrele ce rcurilor de picior:

c 0.25 coeficientul jocului la capul dintelui de referinta

d f1 m nSTASz 1

cos ( )

2 x 1 2 h 2 c

d f1 51.891 mm


22/40


d f2 m nSTASz 2

cos ( )2 x 2 2 h 2 c

d f2 130.617 mm

Diame trele ce rcurilor de rostogolire:

d w1m nSTAS

cos ( )z 1

cos t

cos wt

d w1 59.574 mm

d w2m nSTAS

cos ( )z 2

cos t

cos wt

d w2 140.426 mm

Diame trele ce rcurilor de baza:

d b1 d w1 cos wt

d b1 54.665 mm

d b2 d w2 cos wt

d b2 128.853 mm

Inaltimea dinte lui:

h m nSTAS 2 h c k( )

h 7.665 mm

Verificari:

a 21d w1 d w2

2a 21 100 mm


23/40


h i

d a1 d f1

2

h i 7.665

h f d a2 d f2

2

h f 7.665

Gradul de acoperire :

at1 acosd b1

d a1

at1 35.589 deg

tan at1 0.716

at acosd b2

d a2

at 28.009 deg

tan at 0.532

tan wt

0.433

z 1

2 tan at1 tan wt

z 2

z 1tan at tan wt

1.148

b sin ( )

m nSTAS


24/40


2.243

Verificare a danturii la solicitarea de incovoie re

Y Fa 2.3 pentru z v1 25 x 1 0.118 (figura 2.36 )

Y Sa 1.44 pentru z v2 25 x 2 0.233 (figura 2.37 )

Y 0.25 0.75

- factorul gradului de acoperire determinat cu relatia.

Y 0.904

K A 1.25 - motor electric-socuri medii ( tabelul 2.1 ) [1].

K V 1.05 - pentru clasa de precizie 8 si viteza periferica pe

cercul de divizare al rotii cilindrice echivalente

( figura 2.39 ).

K F 1.25 - pentru clasa de precizie 8 ( tabelul 2.2 ) [1].

K F 1 - pentru dinti drepti necaliti si clasa de precizie 8 ( tabelul 2.3 ) [1].

Y 1120- factorul inclinarii danturii pentru solicitarea de incovoiere.

Y 0.995

F

2 M M

d w1 b m nSTAS 10 3

Y Fa Y Sa Y Y K A K V K F K F

F 46.408 Mpa

Viteza periferica este :

V d w1 n M60 1000

V 23.395 m/s


25/40


K A - factorul regimului de functionare.

K V - factorul dinamic.

K F - pentru clasa de precizie 8 ( tabelul 2.2 ).

K F - pentru dinti drepti necaliti si clasa de precizie 8 ( tabelul2.3 ).

Efortul unitar admisibil la solicitarea de incovoiere a dintelui:

Flim 270 Mpa - pentru 40 Cr 10 imbunatatit ( tabelul 2.4 ).

YST

2 - factorul de corectare efortului unitar.

Pentru predimensionare se admit urmatoarele valori pentru :

Y NT 1 -( tabelul 2.6 ).

Y relT 1

Y RrelT 1

S Fmin 1.70

Y X 1 ( tabelul 2.7 ).

FPFlim Y ST Y NT

S FminY relT Y RrelT Y X

FP 317.647 Mpa

F 46.408 Mpa mai mic decat FP 317.647 Mpa

-dintele rezista la solicitarea de incovoiere.

Verificarea danturii la so licitarea de pre siune de contact:

Z 1 Z 0.934


26/40


K A 1.25 - motor electric-socuri medii ( tabelul 2.1 ).

K V 1.05 - pentru clasa de precizie 8 si viteza periferica pe cercul de divizare al

rotii cilindrice echivalente (figura 2.39 ).

K H 1.5- pentru clasa de precizie 8 ( tabelul 2.2 ).

K H 1 - pentru dinti drepti necaliti si clasa de precizie 8 ( tabelul 2.3 ).

K H - factorul repartitiei sarcinii pe latimea danturii pentru solicitarea de contact.

K H 2- factorul repartitiei frontale a sarcinii la solicitarea de contact.

b acos cos ( )cos n

cos t

b 32.615 deg

ZH

2 cos b

cos t2 tan wt

Z H 2.158

u 2

Z E 190

H Z H Z E Z Z2 M

Md 1

2 bu 1

uK A K V K H K H

H 9.804 Mpa

Efortul unitar admis la solicitarea de presiune de contact.

Hlim 1100 pentru 40 Cr 10 ( tabelul 2.4 ).

Z NT 1 ( tabelul 2.11 ).


27/40


S Hmin 1.15

C ZLHlim 850

3500.08 0.83

C ZL 0.887

C ZVHlim 850

3500.08 0.85

C ZV 0.907

Pentru ungerea angrenajului s-a ales ca lubrefiant un ulei TIN 125 EP cu vascozitatea

cinematica egala cu 240 ( STAS 10588-76 ).

40 240

Z V C ZV2 1 C ZV

0.8 32

VZ

V 1.033

Z L C ZL4 1 C ZL

1.2 134

40

2

Z L 1.033

R A1 1.6

R A2 1.6

R Z100 3 R A1 R A2

3 100

a STAS

R Z100 9.6

C ZR1000 Hlim

50000.12 C ZR 0.1


28/40


Z R3

R Z100

C ZR

Z R 0.89

Z W 1.2

Z X 1 -pentru un otel de imbunatatire.

V d w1 n M

60 1000

V 23.395 m/s

HPHlim Z NT

S HminZ L Z V Z R Z W Z X

HP 1.091 103

Mpa

H 9.804 Mpa mai mic decat HP 1.091 103

Mpa

dintele rezista la solicitarea de presiune de contact.

Calculul fortelor in angrenajul cilindric cu dinti inclinati es te prezentat

in continuare.

Fortele tangentiale.

t 0.98 M M1 M MM M2 t u M M1

M M2 40.768

T 2e M M2

T 1e M M1

F t12 T

2ed w1

F t1 1.369 N


29/40


F t22 T 2e

d w2

F t2 0.581 N

Forte radiale.

F r1 F t1 tan wt

F r1 0.593 N

F r2 F t2 tan wt

F r2 0.252 N

Forte axiale.

F a1 F t1

cos t

cos wttan ( )

F a1 0.954 N

F a2 F t2

cos t

cos wttan ( )

F a2 0.405 N

6.4 Verificarea arborilor.

Proiectarea lungimilor arborelui 1 (de intrare).

P 1 4.05355

n 1 637.77

Momentul de torsiune este:

M ta1 9550000P 1

n1

M ta1 6.07 104 Nmm


30/40


Se verifica arborele la solicitarea de torsiune:

at 224 N/mm

W pnec1

M ta1

at

W pnec1 270.973 [mm3]

W pnec1 d 3

16

d nec1

3 Wpnec1

16

d nec1 11.134 mm

Se verifica arborele la solicitarea de torsiune deoarece diametrul arborelui e mai mare dect diametrul necasar.

Fortele ce incarca arborele sunt :

F tm1 2.644 103 N

F a1 321.84 N

F r1 907.01 N

Verificarea la oboseala.

Verificarea din sectiunea din aproprierea pinionului .

Valorile se iau din tabele [7]

c -coeficentul de siguranta c este

k -coeficent de concentrare a tensiunilor

-factor dimensional-coeficient care tine seama de starea suprafetelor


31/40


c 3.5

k 2.3

k 2.2

0.90

a = i

a 900 N /mm2

1 500 N /mm2

0.8

0.6 0.4

0.94

1 1 0.5

1 250 N /mm2

d 40

02 750 N /mm2

t16 M ta1

d 3

N /mm 2t 4.83

a t2

a 2.415 N /mm2

m a

c1

k

a1


32/40


c1

k

a

1

m

02

c 1c c

c 2 c 2

c 1 0.174

Arborele se verifica la oboseala

6.5 Verificarea rulmentiilor .

Calculul rulmentiilor de pe arborele de intrare.

X 0.4

Y 1 1.6 -se alege din tabel [7].

F a11 0.5F r1Y 1

-marimea fortei axiale interioare.

F aI F a1 F a11 -forta care actioneaza in rulment (rezultanta).

F IIF aI

F r1

F II 0.667 trebuie >e e=0.37

Y 1.14

F e1 X F r1 Y F a1

-sarcina dinamica echivalenta

f k 1.1

f s 1.2 din tabele [2]F e1 X F r1 Y F a1


33/40


F r2 262.07 N

F a2 738.57 N

F e21 X F r2 Y F a2

F ec1 F e1 f k f s

F ec21 F e21 f k f s

F ec21 1.25 103 N

NF ec1 963.206

Durabilitate pentru rulmentii radiali axiali cu bile 32207 STAS 3920-87:

c 57000 N din tabele [2] pentru rulment cu role

p 3.33

L c

F ec1

p

L 7.967 10 5 [milioane de rotatii]

L h 106 L

60 n 1[ore]L h 2.082 10

7

L h L impus 80000( )

c 9.48 F ec1

c 9.131 10 3 [w] < c r -corectarea dinamica

Rulmentii deci corespund (rezista) astfel este verificata alegerea initiala a marimilor.


34/40


Stabilirea conditiilor de efectuare a rodarii

Regimul de efectuare a rodarii motoarelor pentru autovehicole poate avea

doua sau trei faze:- cu sau fara rodare la rece;- rodare la cald in gol si in sarcina, care se efectueaza pe standul de rodare;- rodare pe parcus.

Motoarelor din fabricatie in serie, li se aplica o rodare de serie. Rodarea

de serie se aplica fiecarui motor in parte, regimul de rodare fiind alcatuit in acest caz

dintr-o rodare la cald cu sarcina progresiva.

Motorul care trebiue rodat este necesar sa fie complet asamblat si insotit

de fisa tehnica de montaj. Pe baza caracteristicilor tehnice ale motorului (P e , n p, Me , m M)

si pe baza conditiilor reale de functionare in exploatarea autovehiculului (sarcina, viteza

de deplasare, categoria drumului) se stabilesc principalii parametrii ai regimului de

rodare. Pe baza incercarilor experimentale efectuate de mai multe firme constructoare

de motoare termice se pot face cateva recomandari in ceea ce priveste alegerea

parametrilor care definesc regimul de rodare.

Astfel numarul minim de rotatii pe minut ale arborelui cotit pentru faza derodare la rece se alege n a= (1/61/5)n n pentru motoare cu aprindere prin scanteie.

Turatia primei trepte corespunzatoare fazei de rodare la cald in sarcina se

recomanda pentru MAS sa fie minim 0.5 n n si maxima in concordanta cu viteza maxima,

rodajul efectuandu-se in trepte.

Pe baza recomandarilor din literatura de specialitate in scopul evidentierii

regimului termic si a consumului specific efectiv de combustibil cat si a intensitatii uzarii

pe faze si trepte, pentru faza de rodare la cald in gol intervalele optime de crestere aturatiei sunt 3000 5500 rot/min pentru MAS.

Durata fazei de rodare la rece se va determina prin urmarirea evolutiei

momentului rezistent al motorului; la fel si pentru faza de rodare la cald in gol. Pentru

determinarea duratei treptelor in faza de rodare la cald in sarcina se va urmari evolutia

randamentului efectiv, determinat pe baza variatiei consumului de combustibil.

O fisa de rodare trebuie sa contina:- programul de rodare;- conditiile de efectuare a rodarii;- date de reglaj si performantele in vederea receptiei motorului.


35/40



36/40



37/40



38/40



39/40



40/40

memoriu tehnic cutie de viteze

Documents