proiect automobile 2

8/10/2019 Proiect Automobile 2

1/22

1

CAP. 1 DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI

PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE

1.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale(i0)

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face dincondiia ca automobilul s atingviteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a SV,care este, in general, treapta depriz direct(la SV cu trei arbori) sau treapta similaracesteia,cu raportul de transmitere apropiat de 1(la SV cu doi arbori).

Viteza variazcu raportul de transmitere conform relatiei:

sk

rii

nrV

0

377.0 [km/h] (1.1)

iar pentru viteza maxima relaia devine:

sn

p

r

sn

vr

ii

nr

ii

nrV

00

maxmax 377.0377.0

(1.2)

Unde - rreste raza de rulare: 341 [mm]- i0este raportul de transmitere al transmisiei principale

- npturaia de putere : 3600 [rot/min]- raportul de turatie : 0.9- isnraportul de transmisie in priza directa : = 0.98 - pentru SV cu 2 arbori- Vmax =160 km/h

Pe baza relaiei 1.1 obinem raportul de transmisie al transmisiei principale :

i0 = 0,377rr =0.3770.341

(1.3)Rezult i0,predet= 2.02

Aceastvaloare este mult prea micin comparatie cu valorile acestui parametru de lamodelele similare.Motivul pentru care s-a obinut aceast valoare este faptul cmomentuldezvoltat de motorul ales este mare. De aceea voi considera cviteza maxima se atinge in treaptade supravitez avnd raportul de transmitere de 0.7.

i0,predet=0.3770.341 =2.89


2/22

2

Cum valoarea obinut este mai mic dect 7, alegem o transmisie principalsimpla, cuo singura pereche de roi in angrenare.

In cazul transmisiei principale simple

i0=

(1.4)

Pentru definitivarea raportului i0se vor alege 3 variante de perechi de numere dedini,pornind de la valoarea predeterminat si de la schema cinematic transmisiei principale (fig.1.1)

Fig 1.1 Schema cinematica unei transmisii cinematice simple cu roti conice

unde zpreprezint numarul de dini ai pinionuluizcreprezint numarul de dini ai coroanei diferenialului

Pentru transmisia principal simplse alege Zpcu valoarea minim,care nsa estedependentde raportul i0,predet. .n acest sens,pentru angrenajele conice se pot folosirecomandarile firmei Gleason,indicate in tabelul 1.1

Tab. 1.1 Numrul minim de dini Zp

*se poate alegechiar 11.

Astfel:pentru i0= 2.89 alegem Zp= 11.

Zc=i0Zp => Zc=32.82 (1.5) Zc=32

Astfel i01,ef = => i01,ef= 2.91 (1.6)

i0 2,5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15 12 9 7 5 5


3/22

3

Eroarea relativ a valorii efective fatde cea predeterminata este in cazul acesta:

|| (1.7)Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, considerm nc dou variante de

numar de dini:

i02,ef==2.82

(1.8)

Eroarea relativ a valorii efective fat de cea predeterminat este n cazul acesta:

|| (1.9)

respectiv i03,ef == 2.73 (1.10)

Eroarea relativ a valorii efective fat de cea predeterminateste in cazul acesta:

|| (1.11)Pentru cele 3 cazuri am ales Zc1=30 de dini, Zc2=32 de dini, Zc3=31 de dini, iar

valoarea numarul de dini ai pinionului de atac a ramas acelasi Zp= 11.La stabilirea numarului de dini al coroanei la fiecare dintre cele 3 variante s-a inut cont

de cteva reguli, printre care cea mai importanteste ca acesta sa nu aibdivizori comuni cunumarul de dini ai pinionului pentru a se evita interferena aceleiai perechi de dini.In tabelul 1.2 se prezinta valorile puterilor la roatpentru viteze corespunzatoare unor turatii

ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu formula:

extr PP (1.12)

unde: reprezintrandamentul transmisiei, considerat in capitolele

anterioare;

reprezintputerea de pe caracteristica exterioara calculate pentru turaia

corespunztoare vitezei respective i raportului respective al transmisieiprincipale.


4/22

4

])()([ 3,2,,maxprprpr

trV

V

V

V

V

VPP (1.13)

Viteza autovehiculului corespunzatoare unui anumit raport al transmisiei principale iavnd cuplattreapta de priz direct, se calculeazcu relatia:

snk

p

rprii

nrV

0

377.0

(1.14)

Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 1.2 i s-a trasat apoi figura 1.2 curbeleputerilor la roata corespunztoare fiecrui raport de transmitere efectiv i pentru raportulpredeterminat. Pe aceeai diagrams-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasareaautovehiculului in palier (n cazul cnd nu bate vntul).

Tab 1.2 Valorile puterilor la roata in funcie de vitez, pentru diferite valori alerapoartelor de transmitere :

V[km/h] P01 P02 P03 Prez0 0 0 0 0

10 4.102234 3.939006 3.777983 1.15835520 10.49659 10.04185 9.594494 2.47279830 18.79366 17.95417 17.12801 4.11340740 28.60405 27.32157 26.05702 6.25025850 39.53835 37.78967 36.06 9.053429

60 51.20716 49.00411 46.81542 12.69370 63.22108 60.61049 58.00178 17.3390480 75.1907 72.25445 69.29754 23.1616390 86.72663 83.5816 80.3812 30.33084

100 97.43946 94.23757 90.93122 39.01676110 106.9398 103.868 100.6261 49.38947120 114.8382 112.1184 109.1443 61.61903130 120.7453 118.6346 116.1643 75.87552140 124.2717 123.062 121.3646 92.32903150 125.028 125.0164 124.4237 111.1496160 122.6248 124.2333 125.02 132.5074


5/22

5

Se alege i01,ef=2.91 datorit avantajului su asupra puterii maxime la roat i datoritrezervei de putere superioar celorlalte rapoarte.Deci i0=2.91

1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze

Pentru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii 3 criteriidistincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupcare vom selecta raportul de transmiterecel mai mare, care va indeplini inplicit toate condiiile.

Aceste 3 criterii sunt: Invingerea pantei maxime impusprin tema

Deplasarea in palier,pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit

Solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc

1.2.1 Determinarea lui din conditia de pantmaxim impus prin temPentru determinarea acestui raport, scriem bilantul de traciune n cazul pantei maxime,

aceasta trebuind a fi urcata cu vitez constant redus.Din bilanul de traciune se obine:

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Prez[K

v]

Pr[Kw

]

V[km/h]

P01 P02 P03 Prez


6/22

6

(1.15)n care rezistenta specific maxim a drumului se calculeazcu relatia:

()()(1.16)deci

atunci

1.2.2 Determinarea lui is1din condiia de vitez minim stabilit

Acest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte aschimbtorului de viteze pentru a fi posibil deplasarea autovehiculului cu o vitez minimaleas( Vmin=10 km/h) constant, pe un drum mondernizat, in palier.

Pentru aceasta se foloseste relaia:

(1.17)

Se consider turaia minimnmin=0,2 np=720 rot/min i, calculndu-se, se obine:

1.2.3 Determinarea lui dupcriteriul lucrului mecanic de frecare la cuplareaambreajului, la pornirea de pe loc

Solicitrile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc.Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, ncazul deplasrii pe un drum npalier, de efectul valorii turaiei iniiale a motorului, n0, i demarimea puterii specifice,Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primeitrepte:


7/22

7

(1.18)unde:

n0=0,75 np=2625 rot/min;

ka=0,72 pentru motoareleDiesel; =1025 pentru autoturisme.nlocuind, se obine:

Se observc valoarea cea mai mare este pentru is1=3.4 fiind cea care se va folosi ncontinuare i care va fi luat n calcul i la construirea schimbtorului de viteze .


8/22

8

.1.3 Etajarea schimbtorului de viteze

1.3.1 Determinarea numrului minim de trepte

innd seama de tipul automobilului proiectat, schimbtorului de vitez va fi etajat nprogresie geometric. Acest tip de etajare permite utilizarea ntregii game de turaii a motorului,astfel motorul find mai economic.

Gama de variaie a turaiei motorului este cuprins ntre turaia minim stabil i turaiade sarcin total nmini nmax.

Aprecierea intervalului de turaiei ale motorului ntr-o treapt dat trebuie s fieconsiderat situaia cnd motorul funcioneaz la sarcin total. Intervalul de turaii va fi:

In=[n,n],unde:

nturaia inferioar a motorului n nminnturaia superioar a motorului n nmax

Cum raportul de transmitere n prima treapt i raportul de transmitere n treapta de prizdirect se cunosc, respectiv isv1 = 3.4, isn= 0.98, ramne de determinat numrul de trepte aleschimbtorului de viteze dup formula:

(1.11)unde: nturaia inferioar a motorului n nmin

nturaia superioar a motorului n nmaxisv1raportul de transmitere n prima treaptisnraportul de transmitere n priz direct

Aplicnd formula rezult numrul minim de trepte ale schimbtorului:

unde: nturaia inferioar a motorului n nmin n = 2655rot/min

nturaia superioar a motorului n nmax n = 4000 rot.minisv1raportul de transmitere n prima treapt isv1 = 3.4isnraportul de transmitere n priz direct isn= 0.98

Prin urmare, pentru acelai interval de turaii n fiecare treapt avem:


9/22

9

(1.12)

1.3.2 Determinarea rapoartelor de transmitere n fiecare treapt

Relaia (1.11) arat c rapoartele de transmitere sunt n progresie geometric icunoscndu-se i numrul de trepteNavem relaia:

(1.13)Introducnd n formul obinem:

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere este:

(1.14)Aplicnd formula rezult raportele de transmitere intermediare, respectiv:

- - -

- -

1.3.3.Trasarea diagramei fierstru i evidenierea golurilor i acoperirilor

Avantajul important al etajrii n progresie geometrice este c el impune numrul minim

de trepte.

Viteza inferioar n treaptj este: (1.15)

Viteza superioar n treaptj este:


10/22

10

(1.16)Valorile vitezelor n fiecare trept sunt date n tabelul 1.2

Tabel 1.2Treapt [km/h] [km/h]1 34 522 52 793 79 1194 121 1815 130 196

Intervalul de viteze n fiecare treapt, motorul funcinnd la sarcin total, este:

(1.17)

Din relaia precedent rezult c intervalul de viteze crete n progresie geometric nfunie de numrul de ordine al treptei. Intervalul cel mai mare este n ultima treapt.

Aceast proprietate a etajrii n progresie geometric este avantajoas deoarecefuncionarea cu treapta superioar de vitez cuplat asigur un consum redus de combustibil.

Intervalele de vitez pentru fiecare treapt de vitez sunt prezentate n tabelul 1.3.

Tabel 1.3Treapt Interval de vitez

[km/h]1 172 263 404 605 66


11/22


12/22

12

Pentru studiul performanelor maxime de traciune, trebuie analizat variaia forei detraciune n funcie de vitez, atunci cnd motorulfuncioneaz la sarcin total, iar schimbtorulde viteze este cuplat succesiv n toate treptele.

Fora de traciune este direct proporional cu momentulMe, forma curbei sale de vaie fiindsimilar cu acestuia. MomentulMese determin cu formula:

[ ] (2.2)unde:

- (2.3)- (2.4)Valorile forei de traciune n funcie de viteza obinut n fiecare treapt a schimbtorului de

viteze sunt prezentate n tabelul 2.1:

v1 v2 v3 v4 v5 Ft1 Ft2 Ft310.39474 15.77774 23.87982 35.34213 39.26903 1252.287 825.0363 545.113212.99343 19.72217 29.84977 44.17766 49.08629 1281.947 844.5766 558.023815.59212 23.66661 35.81973 53.0132 58.90355 1305.015 859.7746 568.065418.1908 27.61104 41.78968 61.84873 68.72081 1321.493 870.6304 575.2379

20.78949 31.55547 47.75964 70.68426 78.53807 1331.379 877.1438 579.541423.38817 35.49991 53.72959 79.51979 88.35533 1334.674 879.315 580.97625.98686 39.44434 59.69954 88.35533 98.17258 1331.379 877.1438 579.541428.58555 43.38878 65.6695 97.19086 107.9898 1321.493 870.6304 575.237931.18423 47.33321 71.63945 106.0264 117.8071 1305.015 859.7746 568.0654

33.78292 51.27764 77.60941 114.8619 127.6244 1281.947 844.5766 558.023836.38161 55.22208 83.57936 123.6975 137.4416 1252.287 825.0363 545.113238.98029 59.16651 89.54932 132.533 147.2589 1216.037 801.1536 529.333641.57898 63.11095 95.51927 141.3685 157.0761 1173.195 772.9287 510.68544.17766 67.05538 101.4892 150.2041 166.8934 1123.763 740.3615 489.167446.77635 70.99982 107.4592 159.0396 176.7107 1067.74 703.452 464.780849.37504 74.94425 113.4291 167.8751 186.5279 1005.125 662.2002 437.525151.97372 78.88868 119.3991 176.7107 196.3452 935.9199 616.606 407.4004


13/22

13

Fig. 2.1

Caracteristica de traciune

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 50 100 150 200 250

Ft[daN]

V[km\h]


Tr1

Tr2

Tr3

Tr4

Tr5


14/22

14

2.1.2.Determinarea performanelor dinamice folosind caracteristica de traciune

Pentru a putea reliefa performanele dinamice ale autovehiculului trebuie ntai , se vorcalcula rezistentele la naintare pe care acesta lea-ar intampina , si anume rezistena la rulare,

rezistena aerului si rezistena la pant(pentru panta maxim impus si pentru panta nul) ,precum i puterile necesare nvingerii acestor rezistene.

Ft=Rrul+ Rp+ Ra+Rd (2.5)Pr= Prul+ Pa+ Pp+ Pd (2.6)

Unde:Ft=-forta de tractiune necesara pentru invingerea rezistentelor la inaintare;Rrul-rezistena la rulareRa-rezistena aeruluiRd-rezistena la demarareRp-rezistena la pant

Prul- putereanecesar nvingerii rezistenei la rularePa-putereanecesar nvingerii rezistenei aeruluiPd- putereanecesar nvingerii rezistenei la demararePp-putereanecesar nvingerii rezistenei la pant

Pentru determinarea rezistenelor la naintare, si a puterilor corespunztoare, va trebuimai exact s se determine Rrul rezistena la rulare, Rp rezistena la pant si Ra rezistena aerului

2.1.2.1) Rezistenta aeruluiputerea necesara invingerii ei

Pentru determinarea rezistentei aerului, precum si a puterii corespunzatoare, vom considera cazuldeplasarii fara vant si vom folosi urmatoarele formule:

Ra=kAVx2 /13 (2.7)Pa=RaVx/360 [kW] (2.8)

Unde:-k este coeficientul aerodinamic k=0.06125Cx=0.061250.45=0.027 kgfs2m-4-A= 7,28 m^2 , aria sectiunii transversale-Vxeste viteza relativa a aerului fata de autovehicul (Vx= Vautomobil intrucat

viteza vantului este nula)

2.1.2.2) Rezistenta la rulareputerea necesara invingerii ei

Se considera insa cazul deplasarii pe o panta de 0.05 % , cu viteza constanta.In acest caz p = 2.86o

Se obtine astfel:Rrul=fGacos(p) (2.9)


15/22

15

unde:f -este coeficientul de rezistenta la rulareGa -este greutatea totala a autovehiculuip- este unghiul pantei

Puterea necesara invingerii rezistentei la rulare se calculeaza cu formula:

Prul=RrulV/360 [kW] (2.10)

2.1.2.3) Rezistenta la pantaputerea necasara invingerii ei

Rezistenta si puterea la panta se determina pentru unghiul considerat anterior si se folosesteformula

Rp= GAsin (p) (2.11)

Pp= RpV/360 (2.12)

Tabel 2.1V Rrul Rp Rs Prul Pp Pa R P

0 40.91606 71.11071 0 0 0 0 112.0268 010 40.72329 71.11071 1.030187 1.131203 1.975297 0.028616 112.8642 3.13511620 40.64839 71.11071 4.120749 2.258244 3.950595 0.228931 115.8799 6.43776930 40.69135 71.11071 9.271686 3.390946 5.925892 0.77264 121.0737 10.0894840 40.85217 71.11071 16.483 4.53913 7.90119 1.831444 128.4459 14.27176

50 41.13086 71.11071 25.75468 5.712619 9.876487 3.577039 137.9962 19.1661560 41.5274 71.11071 37.08674 6.921233 11.85178 6.181124 149.7248 24.9541470 42.0418 71.11071 50.47918 8.174794 13.82708 9.815396 163.6317 31.8172780 42.67406 71.11071 65.93199 9.483125 15.80238 14.65155 179.7168 39.9370690 43.42419 71.11071 83.44517 10.85605 17.77768 20.86129 197.9801 49.49502

100 44.29217 71.11071 103.0187 12.30338 19.75297 28.61631 218.4216 60.67267110 45.27801 71.11071 124.6527 13.83495 21.72827 38.08831 241.0414 73.65153120 46.38172 71.11071 148.347 15.46057 23.70357 49.44899 265.8394 88.61313130 47.60329 71.11071 174.1017 17.19008 25.67887 62.87004 292.8156 105.739140 48.94271 71.11071 201.9167 19.03328 27.65416 78.52317 321.9701 125.2106150 50.4 71.11071 231.7921 21 29.62946 96.58006 353.3029 147.2095

160 51.97515 71.11071 263.728 23.10007 31.60476 117.2124 386.8138 171.9172


16/22

16

Figura 2.1 Rezistenele la nnaintare n funcie de vitez

Figura 2.2

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

0 50 100 150 200

R[daN]

V[km/h]

Rr

Rp

Ra

Suma R

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

P[kw]

V[km/h]

Pr Pp Pa Suma puteri


17/22

17

Figura 2.3

Stabilirea vitezei maxime a automobilului la deplasarea in palier se face pe bazagraficului fortei de tractiune din figura 2.1 , intersectat cu suma rezistentelor la aer si la rulare .Abscisa punctului de intersectie dintre forta de tractiune si suma rezistentelor reprezinta vitezamaxima in palier a automobilului.

2.2.Trasarea caracteristicii dinamie

Performanele de traciune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica detraciune ci i de greutatea sa i de factorul aerodinamic (K = k A).

Pentru a ngloba toate cele trei elemente de influen, este necesar utilizarea unuiparametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezint raportul dintre fora de traciunedin care se scade rezistena aerului i greutatea autovehiculului:

(2.13)

Deoarece fora de traciune este dependent de vitez i de treapta n care este cuplatschimbtorul, rezult c i factorul dinamic depinde de aceiai factori.

Caracteristica dinamic reprezint funcia care exprim dependena factorului dinamic deviteza automobilului pentru toate treptele schimbtorului de viteze atunci cnd motorulfuncioneaz la sarcin total.

Valorile factorului dinamic sunt date n tabelul 2.2:

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 50 100 150 200 250

Ft[daN]

Sum

rezistene[daN]

V[km/h]


Tr1

Tr2

Tr3

Tr4

Tr5

Suma Rezistente


18/22

18

Ra2 Ra3 Ra4 Ra5 Dtr1 Dtr2 Dtr3 Dtr4 Dtr5 Ra2

3.76827 8.632064 18.90767 23.34281 0.492383 0.323334 0.211213 0.161981 0.121317 3.7682

5.887922 13.4876 29.54324 36.47313 0.503697 0.330192 0.214384 0.161806 0.119238 5.88792

8.478608 19.42214 42.54226 52.52131 0.512337 0.335156 0.216001 0.15981 0.115324 8.47860

11.54033 26.43569 57.90475 71.48734 0.518301 0.338224 0.216064 0.155991 0.109575 11.540315.07308 34.52825 75.63069 93.37122 0.521589 0.339398 0.214572 0.15035 0.101989 15.0730

19.07687 43.69982 95.72009 118.173 0.522202 0.338676 0.211526 0.142886 0.092568 19.0768

23.55169 53.9504 118.173 145.8925 0.52014 0.33606 0.206926 0.133601 0.081312 23.5516

28.49754 65.27998 142.9893 176.53 0.515403 0.331548 0.200771 0.122493 0.068219 28.4975

33.91443 77.68857 170.1691 210.0852 0.50799 0.325142 0.193062 0.109563 0.053291 33.9144

39.80235 91.17617 199.7123 246.5584 0.497902 0.31684 0.183798 0.094811 0.036528 39.8023

46.16131 105.7428 231.619 285.9494 0.485138 0.306644 0.17298 0.078236 0.017929 46.1613

52.9913 121.3884 265.8891 328.2582 0.469699 0.294552 0.160608 0.05984 -0.00251 52.991

60.29232 138.113 302.5228 373.4849 0.451585 0.280566 0.146682 0.039621 -0.02478 60.2923

68.06438 155.9166 341.5198 421.6294 0.430795 0.264684 0.131201 0.01758 -0.04888 68.0643

76.30747 174.7993 382.8804 472.6918 0.40733 0.246907 0.114166 -0.00628 -0.07482 76.3074

85.0216 194.7609 426.6044 526.672 0.38119 0.227236 0.095576 -0.03197 -0.1026 85.021

94.20675 215.8016 472.6918 583.5701 0.352374 0.205669 0.075433 -0.05948 -0.13222 94.2067


19/22

19

Figura 2.4 caracteristica dinamicaSe observa in grafic ca pentru treptele superioare ( 4 si 5 ) factorul dinamic are si valori

negative. Aceasta se explica prin faptul ca vitezele corespunzatoare sunt doar teoretice, eleneputand fi atinse, dupa cum se poate observa si in figura 2.4 in care s-a determinat vitezamaxima.

3.Stabilirea schemei de organizare a schimbtorului de viteze i determinarea numruluide dini al roilor dinate

3.1.Stabilirea schemei de organizare general a S.V

Rezistenele la naintare ale autovehiculelor variaz mult n funcie de condiiile de deplasare

corespunztoare acestora trebuind modificat i fora de traciune Majoritatea autovehiculeloractuale au ca surs de propulsie motorul cu ardere intern care permite o variaie limitat amomentului motor i deci implicit a forei de traciune.

Din aceast cauz, autovehiculele echipate cu motoare cu ardere intern trebuiesc prevzutecu un schimbtor de viteze.

-0.2

-0.1

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0 50 100 150 200 250

D

Ra[daN]

Caracteristica dinamica

Tr1

Tr2

Tr3

Tr4

Tr5


20/22

20

Schimbtorul de vitez are rolul de a transforma cuplul i turaia motorului cu ardere internastfel nct s se obin fora de traciune la roat necesar pornirii din loc a automobilului,atingerii vitezei maxime i nvingerii rezistenelor din partea drumului.

Schimbtorul de vitez face posibil deplasarea n palier cu viteze reduse, ceea ce motorul cuardere intern nu poate face, din cauza c nu poate funciona la o turaie mai mic dect turaia

minim stabil de funcionare. Deasemenea permite schimbarea sensului de mers alautomobilului, decuplarea prelungit a motorului de transmisie la pornirea motorului.Schimbtorul de vitez trebuie sa permit automobilului s urce panta maxim stabilit n

tema de proiectare cu vitez constant, acest lucru realizndu-se printr-un raport de transmiterece asigur o for de traciune la roat suficient de mare pentru nvingerea rezistenei la pant.

Schimbtoarele de vitez trebuie s ndeplineasc urmtoarele condiii pentru a putea fifolosite pe automobil.

Aceste condiii sunt:

1. S asigure performanele necesare de dinamicitate i de consum redus de combustibil,

prin utilizarea celei mai potrivite trepte i alegerea numrului optim de treapte;2.

S asigure decuplarea sigur a motorului de transmisie n momentele cerute de condiiilede utilizare a automobilului;

3. S fie simple i uor de comandat;4. S funcioneza cu randament ridicat;5. S aibe dimendiuni de gabarit i mase reduse;6. S fie sigure n funcionare;7. S necesite o ntreinere uoar;8. S fie ieftine;9. S funcioneza fr zgomot.

Deoarece automobilul proiectat este organizat dup soluia totul fa, schimbtorul deviteze ce se va proiecta va fi un schimbtor de viteze cu doi arbori.

Acest tip de schimbtor este simplu din punct de vedere al proiectrii, funcioneaz cuzgomot redus i cu randament ridicat n treptele intermediare.

Avantajul dispunerii nclinate i transversale a motorului i transmisiei l reprezintcompactitatea soluiei i buna vizibilitate precum i posibilitate reducerii masei cu pn la 10%.

Un dezavantaj al acestei soluii l reprezint accesul dificil la motor i sistemul de comand atransmisiei mai complicat precum i absena prizei directe.Acesta este motivul pentru care roiledinate i lagrele sunt solicitate chiar i n ultima treapt, ceea ce determin uzura suplimentari creterea nivelului de zgomot.

Un astfel de schimbtor de viteze este prezentat n figura 3.1 a i b, schimbtor cu doi arborii cu 5 trepte de vitez.


21/22

21

V IV M III II I TP

Fig. 3.1a Schimbtor de viteze cu doi arboriI - treapta nti; II - treapta a doua; treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a

cincea;M - treapta de mers napoi; TP - transmisia principala

Din figura 3.1a se observ c pe arborele secundar se afl mufele de cuplare ale trepteloriar roile dinate de pe arborele primar fac corp comun cu acesta. Pentru a descrca dinii roilordin treapta a cincea, se observ din figur c aceast treapt a fost mutat n partea stng arulmentului radial cu bile.

Deoarece acest schimbtor este aezat transversal, transmisia principl este format dintr-un pinion cilindric i o roat dinat cilindric.

Pentru scderea masei schimbtorului arborele secundar este gol la interior, n acelaitimp se asigur i o rigiditate sporit a arborelui.

Pentru acest schimbtor s-au optat pentru lagre de rostogolire radiale cu bile deoareceforele axiale din angrenare sunt nule.

O alt soluie de schimbtor de vitezecu doi arbori este prezentat n figura 3.1 b.


22/22

22

V IV III II M I TP

Fig. 3.1b Schimbtor de viteze cu doi arboriI - treapta nti; II - treapta a doua; treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a

cincea;M - treapta de mers napoi; TP - transmisia principala

Din figura 3.1 b se observ c maoanele de cuplare sunt situate pe ambii arbori cea censeamn ca roile pentru treptele I i II de pe arborele secundar sunt libere dar pe arboreleprimar sunt fixe iar roile pentru treptele III, IV, V sunt solidare cu arborele secundar dar liberepe arborele primar.

proiect automobile 2

Documents