Universitatea POLITEHNICĂ Bucureşti

Facultatea de Transporturi Catedra AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT

AUTOMOBILE II

Conducător proiect: Student:Dr.ing.Voloacă Ștefan Stănciulescu Andrei-Laurențiu

Grupa 8405 B

2014

1

TEMĂ DE PROIECT

Să se proiecteze schimbătorul de viteze mecanic cu variaţia în trepte a raportului de transmitere şi puntea faţă cu suspensia sa pentru automobilul cu următoarele carateristici conform temei de proiect Automobile I:

- tipul automobilului: Microbuz- caroseria: - numărul de persoane (locuri): 16- masa utilă maximă constructivă:….. kg- viteza maximă în palier: ….. km/h- panta maximă: 34 %- formula roţilor: 4x2- echipat MAC

2

PROIECTAREA SCHIMBĂTORULUI DE VITEZE

1. Etajarea schimbătorului de viteze1.1. Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmisie al trasmisiei

principale (io);1.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a

schimbătorului de viteze (is1)1.2.1. Determinarea lui is1 din condiţia de pantă maximă impusă în

temă1.2.2. Determinarea lui is1 din condiţia de viteză minimă impusă1.2.3. Determinarea lui is1 după criteriul lucrului mecanic de frecare

la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc1.3. Etajarea schimbătorului de viteze

1.3.1. Determinarea numărului minim de trepte de viteză1.3.2. Determinarea rapoartelor de transmitere în fiecare treaptă1.3.3. Trasarea diagramei fierăstrău şi evidenţierea golurilor şi

acoperirilor2. Performanţele de tracţiune

2.1. Caracteristica de tracţiune la sarcina totală2.1.1. Trasarea caracteristicii de tracţiune la sarcina totală Ft(V) pentru treptele de viteză 1, 2, Ntr..2.1.2. Determinarea performanţelor dinamice folosind caracteristica de tracţiune:1) Rezistenţa la rulare – puterea necesară învingerii ei;2) Rezistenţa aerului – puterea necesară învingerii ei;3) Rezistenţa la pantă – puterea necesară învingerii ei;

2.2. Trasarea caracteristicii dinamice3. Stabilirea schemei de organizare a schimbătorului de viteze şi detreminarea

numărului de dinţi al roţilor dinţate3.1. Stabilirea schemei de organizare a schimbătoului de viteză și determinarea numărului de dinți al roților dințate3.2. Determinarea distanței dintre axe și al modulului danturii3.3 Determinarea numărului de dinți și definitivarea raportului pentru mersul înapoi

4. Calculul şi proiectarea mecanismului reductor4.1 Calculul și proiectarea roților dințate4.2 Calculul arborilor4.3 Calculul pentru alegerea rulmenților

3

4

CAPITOLUL I

ETAJAREA SCHIMBĂTORULUI DE VITEZE

5

6

1.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale io

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 într-o treaptă similară prizei 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.

Deoarece s-a stabilit soluţia de organizare generală “clasică” înseamnă că autovehiculul va fi dotat cu un schimbător de viteze cu 2 arbori, de unde rezultă raportul de transmitere al treptei de prize directă:

isn=1,00 (1.1)Considerând valoarea razei de rulare rr=331 mm si datele motorului care a fost

ales anterior, se calculează raportul de transmitere al transmisiei principale (în unghi), din condiţia de atingere a vitezei maxime, cu formula:

io=0,377∙ rr ∙ζ ∙ np

i sn ∙V max

=0,377 ∙ 0,331∙1∙35001∙ 128

=3,363 (1.2)

Deoarece aceasta valoare predeterminata este mai mică decat 7 înseamnă că este suficientă o transmisie principală simplă, cu o singura pereche de roti dinţate în angrenare. În figura 1.1 este prezentată schema cinematică a unei astfel de transmisii. S-au notat in figură: zp - numărul de dinţi ai pinionului; zc - numărul de dinţi ai coroanei diferenţialului.

Fig 1.1 – Schema cinematica a unei transmisiicinematice simple

7

Se vor calcula în continuare 4 variante de valori efective ale raportului predeterminat, obţinute din raportul numerelor de dinţi ai celor 2 roţi dinţate în angrenare. Pentru aceasta s-a ales valoarea numărului de dinţi ai pinionului, conform tabelului 1.1 şi s-a calculat apoi numărul de dinți ai coroanei şi în final raporturile respective.

Raportul de transmitere

2.5 3 4 5 6-7 >7

Numarul minim de dinti ai pinionului

15 (11) 12 (11) 9 7 6 5

Tab 1.1 – Numărul minim de dinti zp

Varianta ISe alege zp1=12 dinti, de unde rezultă:

zc=i0∙zp1=3,363∙12=40,356Se alege prin rotunjire zc1=41 dinţi si rezultă valoarea efectivă a raportului de transmitere:

i01 ef=zc1

z p 1

= 4112

=3,333 (1.3)

Eroarea relativă a valorii efective faţă de cea predeterminată este în cazul acesta:

ε i01=|i01 ef −i0|

i0

∙100=|3,363−3,333|

3,363∙ 100=0,03% (1.4)

Varianta a II-aSe alege zp2 =11 dinţi, de unde rezultă:

zc=i0∙zp2=3,363∙11=36,993Se alege prin rotunjire zc2=38 dinţi şi rezultă valoarea efectivă a raportului

de transmitere:

i02 ef=zc2

z p 2

=3711

=3,363 (1.5)

Eroarea relativă a valorii efective faţă de cea predeterminată este în cazul acesta:

ε i02=|i02 ef −i0|

i0

∙100=|3,363−3,363|

3.363∙ 100=0% (1.6)

Varianta a III-aSe alege zp3=11 dinţi, de unde rezultă:

zc=i0∙zp3=3,412∙12=37,532Se alege prin rotunjire zc3=37 dinţi şi rezultă valoarea efectivă a raportului

de transmitere:

i03 ef=zc3

z p 3

=3711

=3,3636 (1.7)

Eroarea relativă a valorii efective faţă de cea predeterminată este în cazul acesta:

8

ε i03=|i03 ef −i0|

i0

∙100=|3.412−3.363|

3.41∙ 100=1,417 % (1.8)

Varianta a IV-aSe alege zp4=10 dinţi, de unde rezultă:

zc=i0∙zp4=3,363∙10=33,63Se alege prin rotunjire zc4=34 dinţi şi rezultă valoarea efectivă a raportului

de transmitere:

i04 ef =zc 4

z p 4

=3410

=3,4 (1.9)

Eroarea relativă a valorii efective faţă de cea predeterminat este în cazul acesta:

ε i01=|i04 ef −i0|

i0

∙100=|3,4−3,364|

3,363∙ 100=3,6 % (1.10)

La stabilirea numărului de dinţi al coroanei la fiecare dintre cele 4 variante s-a ţinut cont de câteva reguli, printre care cea mai importantă este ca acesta să nu aibă divizori comuni cu numărul de dinţi ai pinionului pentru a se evita interferenţa.

Se observă că erorile relative faţă de valoarea predeterminată sunt foarte mici, mai puţin în cazul ultimei variante, unde se păstrează totuşi în limite rezonabile. Aceasta variantă are însă avantajul că rezultă o gardă la sol mare, datorită diametrului mai redus (la acelaşi modul cu cel al pinionului) al coroanei diferenţialului.

In tabelul 1.2 se prezintă valorile puterilor la roată pentru viteze corespunzătoare unor turații ale motorului de până la 4000 rot/min, calculate cu formula:

Pr=ηt ∙ Pe x (1.11)unde:

ηt=0,9=ct reprezintă randamentul transmisiei; Pex reprezintă puterea de pe caracteristica exterioară calculată pentru

turația corespunzătoare vitezei respective si raportul respective al transmisiei principale.

Viteza autovehiculului corespunzătoare unei anumite turaţii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale şi având cuplată treapta de priză directă, se calculează cu relaţia:

V=0.377 ∙r rn

i0 ∙ isn (1.12)

unde isn=1,0 reprezintă raportul de transmitere al treptei de priză directă.Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 1.2 s-au trasat apoi în figura 1.2

curbele puterilor la roata corespunzătoare fiecărui raport de transmitere efectiv şi pentru raportul predeterminat. Pe aceeaşi diagramă s-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului în palier (în cazul când nu bate vântul).

Se observă apropierea foarte bună a celor 5 curbe, care se datorează în primul rând erorilor relative foarte mici, aşa cum s-a calculat mai devreme. Doar în cazul ultimei valori, cu abaterea relative mai mare, se observă o oarecare diferenţă între curba puterii la roata corespunzătoare ei şi cea pentru valoarea predeterminată. Aceste argumente conduc la ideea că se poate alege orice valoare dintre cele analizate a raportului de transmitere al angrenajului în unghi.

9

Se alege în final valoarea ioef= 3,363 datorită avantajului său de a genera o gardă la sol relativ ridicată, dupa cum s-a precizat, şi datorită vitezei maxime mai mari comparativ cu cea impusă în tema care rezultă de pe grafic (la intersectia curbei puterii la roata corespunzatoare lui şi curba puterii rezistente) la deplasarea în palier (în jur de 130 km/h).

10

n [rot/min] 0 400 700 1000 1200 1400 1700 2000 2200 2400 2600 3000 3400 3500 3800 4000

i0

Pr [kW] 0 15,12 28,17 42,3 51,93 61,56 75,78 89,1 97,29 104,67 111,15 114,21 119,61 120,42 121,5 0V [km/h] 0 14,629 25,601 36,572 43,887 51,20

2 62,174 73,145 80,460 87,775 95,089 109,718 124,348 128,005 138,977 146,291

i01ef

Pr [kW] 0 15,12 28,17 42,3 51,93 61,56 75,78 89,1 97,29 104,67 111,15 114,21 119,61 120,42 121,5 0V [km/h] 0 14,609 25,565 36,522 43,827 51,13

1 62,088 73,045 80,349 87,654 94,958 109,568 124,177 127,829 138,786 146,090

i02ef

Pr [kW] 0 15,12 28,17 42,3 51,93 61,56 75,78 89,1 97,29 104,67 111,15 114,21 119,61 120,42 121,5 0V [km/h] 0 14,449 25,286 36,123 43,347 50,57

2 61,409 72,246 79,470 86,695 93,919 108,369 122,818 126,430 137,267 144,492

i03ef

Pr [kW] 0 15,12 28,17 42,3 51,93 61,56 75,78 89,1 97,29 104,67 111,15 114,21 119,61 120,42 121,5 0V [km/h] 0 14,839 25,969 37,099 44,519 51,93

8 63,068 74,198 81,618 89,038 96,458 111,297 126,137 129,847 140,977 148,397

i04ef

Pr [kW] 0 15,12 28,17 42,3 51,93 61,56 75,78 89,1 97,29 104,67 111,15 114,21 119,61 120,42 121,5 0V [km/h] 0 14,680 25,691 36,702 44,042 51,38

2 62,393 73,404 80,744 88,084 95,425 110,106 124,787 128,457 139,467 146,808

Tab 1.2

11

Variatia cu viteza a puterii la roata (pentru fiecare raport al transmisiei principale) si a puterii rezistente la deplasarea in palier

Raportul predeterminatRaportul i=3,4167Raportul i=3,4545Raportul i=3,3636Raportul i=3,3Prez0

V, [km/h]

Pr, P

rez0

, [kW

]

FIGURA 1.2

12

1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1)

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din următoarele condiţii:

învingerea pantei maxime, impusă prin temă; deplasare în palier, pe drum modernizat, cu o viteza minimă stabilită; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

1.2.1 Determinarea lui i s1 din condiţia de pantă maximă impusă prin temă

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

Din bilanţul de tractiune se obţine relaţia:

is 1=rr ∙Ψ max ∙G a

η t ∙i0 ∙M (1.13)

unde: rd=331 mm reprezintă raza dinamica a pneului; Ψ max=f (V )∙ cos α pmax+sin α pmax =0,3286 reprezintă rezistenţa specifică maximă corespunzătoare unei pante (impusa prin temă) cu α pmax

=arctg ( pmax )=arctg (0.33 )=18,26º=18º15’46”, care este urcată cu viteză foarte mică (din acest motiv s-a folosit doar f0);

Ga=3995 daN reprezintă greutatea totală a autovehiculului; i0=3,363 reprezintă raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in

subcapitolul anterior; ηt=0,9 reprezintă randamentul total al transmisiei; Mmax= 47,4 daNm reprezintă momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (1.13) se obtine:

is 1=331,31∙ 10−3 ∙ 0,3286 ∙3995

0.9 ∙ 3,363∙ 47,4=2.273 (1.14)

1.2.2 Determinarea lui i s1 din conditia de viteză minimă stabilită

Acest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a da posibilitatea deplasării autovehiculului cu o viteza minimă (aleasă Vmin=5 km/h) constantă, pe un drum mondernizat, în palier. Pentru aceasta se foloseşte relaţia:

13

is 1=0.377 ∙ rr ∙nmin

V min ∙ i0

(1.15)

Se consideră turaţia minimă nmin=0,2∙np=760 rot/min si, calculându-se is 1, se obţine:

is 1=0.377 ∙ 3,331 ∙760

5 ∙3,363=5,645 (1.16)

1.2.3 Determinarea lui i s1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Cele mai puternice solicitările ale ambreiajului se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului, n0, şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

is 1=0,11 ∙isn

ζ∙ n0 ∙ V max ∙√ k a

np ∙ ca ∙ Psp

∙1μ (1.17)

unde: n0=0,75∙np=2850 rot/min; ka=0,72 pentru motoarele Diesel; μ=525 pentru camioane si autobuze. Înlocuind, se obţine:

is 1=0,11 ∙3,363

1∙2850∙130 ∙√ 0,72

3500 ∙1,396 ∙ 135∙

1525

=6,067 (1.18)

Se observă ca aceasta valoare (is 1=6,067¿ este cea care se va folosi în continuare şi care va fi luată în calcul şi la construirea schimbătorului de viteze, deoarece aceasta permite şi urcarea pantei maxime impusă în temă (va fi urcată o pantă chiar mai mare) şi permite rularea la o viteză chiar mai mică decât cea aleasă.

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 fiind 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”]

14

unde: n’= 1500 – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin

n” = 3500 – 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 = 6,067, isn = 1, ramâne de determinat numărul de trepte ale schimbătorului de viteze după formula:

N=1+ln

i sv1

isn

lnn } over {{n} ^ {'}}} =1+ {ln {{6.067} over {1}}} over {ln {3500} over {1500}} =3,12 =>N=6 ¿¿(1.19)

Rezultă intervalul de turaţie is v 1

isn

= n'

n} ¿= 15003500

Unde isv1 = 6,067– raportul de transmitere în prima treaptă

isn = 1 – raportul de transmitere în priză directă

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

isj

i sj−1

= n 'n ¿ (1.20)

1.3.2 Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de viteze

Relaţia (1.19) arată că rapoartele de transmitere sunt în progresie geometrică şi cunoscîndu-se şi numărul de trepte N avem relaţia:

rG= N−1√ isn

isv1

= 5√ 16.067

= 0,69 (1.21)

Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbătorului de viteze

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere este:isj= isv1¿ rG

j-1 cu j = 2 ,N (1.22)

Aplicând formula rezultă rapoartele de transmitere intermediare, respectiv:

is 1= 6,067

is 2 =isv 1rG2−1 = 6,067*0,69 = 4,18

is 3 =isv 1rG3−1 = 6,067*0,692 = 2,88

is 4 =isv 1rG4−1 = 6,067*0,693 = 1,99

15

is 5 =isv 1rG5−1 = 6,067*0,694 ≅ 1 = isn

is 6 =isv 1rG6−1 =6.07*0,695 ≅ 0,8

1.3.3 Trasarea diagramei fierăstrău şi evidenţierea golurilor şi acoperirilor

Determinarea vitezei inferioare şi superioare în fiecare treptă

Avantajul important al etajării în progresie geometrice este că el impune numărul minim de trepte.

Viteza inferioară în treaptă j este:

v j'=

0,377∗rr∗n'

i0 isj

j =1,N (1.23)

rr = 0,331viteza superioară în treapta j:

v j} = 0,377* {r} rsub {r} * {{n} ^ { ¿

i0isj

Valorile vitezelor în fiecare treaptă sunt date în tabelul următor:Tabelul 1.3

Treaptă

v j' [km/h] v j

¿ [km/h]

1 15 242 22 353 32 524 46 765 92 1276 122 162

Determinarea intevalului de viteză Intervalul de viteze în fiecare treaptă, motorul funcţinând la sarcină totală, este:

I Vj=V j} - {V} rsub {j} rsup {' ¿ (1.24)

Din relaţia precedentă rezultă că intervalul de viteze creşte în progresie geometrică în funţie de numărul de ordine al treptei. Intervalul cel mai mare este în ultima treaptă.

Această proprietate a etajării în progresie geometrică este avantajoasă deoarece funcţionarea cu treapta superioară de viteză cuplată asigură un consum redus de combustibil.

16

Intervalele de viteză pentru fiecare treaptă de viteză sunt prezentate în tabelul de mai jos:

Tabelul 1.4Treaptă Interval de viteză

[km/h]1 92 133 204 305 356 40

Trasarea propriu-zisă a diagramei fierăstrău

Cu datele obţinute în tabelele 1.3 şi 1.4 se trasează diagram evidenţiindu-se intevalele de viteză pentru fiecare treaptă. Diagrama este ilustrată în figura 2.

Un dezavantaj al acestei etajări se manifestă prin performanţe de demarare mai reduse ale automobilului în domeniul vitezelor mari.

Diagrama fierăstrău

Figura 1.3

turatia 1500 turatia 35000

20

40

60

80

100

120

140

160

180

tr 1tr 2tr 3tr 4tr 5tr 6

17

CAPITOLUL 2

PERFORMANŢELE DE TRACŢIUNE

18

2.1. Caracteristica de tracţiune la sarcină totală2.1.1. Trasarea caracteristicii la sarcina totală pentru toate treptele

Pentru trasarea caracteristicii de tracţiune trebuie să se determine forţa de tracţiune generată de automobil în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze. Pentru aceasta se utilizează formula:

19

F t=M r

r r

=M e(n , X ) isk i0 ηt

rr

(2.1)

Unde:- isk este valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k- i0 =3,363 este raportul de transmitere al transmisiei principale- ᶯ t 0,9 randamentul transmisiei- rr =0,331raza rotii- Me (n,X) este momentul motor

Pentru studiul performanţelor maxime de tracţiune, trebuie analizată variaţia forţei de tracţiune în funcţie de viteză, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar schimbătorul de viteze este cuplat succesiv în toate treptele.

Forţa de tracţiune este direct proporţională cu momentul Me , forma curbei sale de variaţie fiind similară cu a acestuia. Momentul Me se determină cu formula:

M e=M P ¿2] (2.2)

Unde: Mp¿M emax

ca

np = nM

ce

Valorile forţei de tracţiune în funcţie de viteza obţinută în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze sunt prezentate în tabelul 2.1:

Tabelul 2.1

Ft

 Me

n isv

6,067 4,18 2,88 2 1 0,8

501500

8613

6285

4578

3337

2509

1811

1001700

8592

6270

4567

3329

2503

1806

1501900

8558

6245

4549

3315

2493

1799

2002100

8510

6210

4523

3296

2479

1789

2502300

8448

6165

4490

3273

2461

1776

3002500

8372

6110

4450

3243

2439

1760

3502700

8283

6045

4403

3209

2413

1741

4003000

8181

5970

4348

3169

2383

1720

450 3300

8065

5885

4287

3124

2349

1695

20

4703500

7935

5790

4218

3074

2311

1668

Forţa de tracţiune obţinută pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze se obţine familia de curbe a forţei de tracţiune în funcţie de viteză prezentată în figura 2.1.

10 18 26 34 42 50 58 66 74 82 90 98 106 114 122 130 138 146 154 1620

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

10000

treapta 1

treapta 2

treapta 3

treapta 4

treapta 5

treapta 6

2.1.2. Determinarea performanţelor dinamice folosind caracteristica de tracțiune

Indiferent de treapta schimbătorului de viteze, rezistenţele la înaintare cresc cu viteza. La o anumită valoare a vitezei, curba rezistenţelor intersectează curba forţei de tracţiune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de forţa necesară de tracţiune, deci aceasta este viteza maximă pe care automobilul o poate atinge în treapta respectivă.

Se va determina viteza maximă, viteza critică a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând caracteristica de tracţiune. Pe această caracteristică vom trasa curba suma rezistenţelor la înaintare, locul unde aceasta intersectează curba forţei de tracţiune corespunde vitezei maxime pe care automobilul o poate dezvolta.

Caracteristica de tracţiune şi curba rezistenţelor la înaintare sunt prezentate în figura 2.2.

21

Figura 2.1.

20 40 60 80 100 120 140 1600

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

Suma de rezistente Treapta I Treapta a II - a Treapta a III - a

Treapta a IV - a Treapta a V - a Treapta a VI - a

Fig. 2.2 Caracteristica de tracțiune și suma de rezistențe

Conform figurii 2.2 viteza maximă pe care automobilul o poate dezvolta în palier este în treapta a VI – a a schimbătorului de viteze şi aceasta este Vmax= 130 km/h.

Pentru a determina viteza critică în fiecare treaptă, trebuie să transpunem curba rezistenţelor până când aceastea devine tangentă cu graficul forţei de tracţiune a acelei trepte.

Curba rezistenţelor tangentă la forţa de tracţiune pentru fiecare treaptă este prezentată înfigura 2.3, reprezentând vitezele critice în fiecare treptă de viteză a schimbătorului.

Cunoscând vitezele critice din fiecare treaptă putem afla panta maximă ce poate fi urcată de automobil în acea treaptă. Valorile vitezelor critice şi cele ale pantei maxime sunt date în tabelul 2.2.

22

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 1700

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

Treapta I Treapta a II - a Treapta a III - a

Treapta a IV - a Treapta a V - a Treapta a VI - a

Fig. 2.3 Caracteristica de tracțiune pentru determinarea vitezei critice în fiecare treaptă

Tabelul 2.2

Treapta Viteza critică [Km/h] Panta maximă [0]I 24 18

a II-a 35 13

a III-a 52 9

a IV-a 76 6

a V-a 127 3

aVI-a 162 0

Pentru a evidenţia cât mai bine comportarea grupului motor-transmisie în diverse regimuri de funcţionare, vom considera în particular două situaţii:

- un drum asfaltat având o pantă de 8%;- un drum din macadam cu o pantă de 12%.a) Se consideră un drum asfaltat cu o pantă de 8% Considerând panta dată se determină unghiul pantei:

p = tg(αp)¿>¿ αp = arctg (p) ¿>¿ αp = 4,570

Având unghiul pantei calculat calculăm rezistenţa la pantă şi cu aceasta calculăm suma de rezistenţe. În caracteristica de tracţiune adăugăm şi suma de rezistenţe şi intersecţia acestei curbe cu caracteristica de tracţiune corespunzătoare

23

treptei în care interseţia se face la viteza maximă posibilă pe care o poate atinge automobilul.

0 20 40 60 80 100 120 140 1600

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

Column1

treapta 1

treapta a 2-a

treapta a 3-a

treapta a 4-a

treapta a -a5

treapta a 6-a

Fig 2.4

Conform figurii 2.4 se observă că se poate urca panta de 8% în a treapta VI - a şi automobilul poate atinge viteza maximă posibilă de162 km/h.

b) Se consideră un drum din macadam cu o pantă de 12% Considerând panta dată se determină unghiul pantei:

p = tg(αp)¿>¿ αp = arctg (p) ¿>¿ αp = 6,840

Având unghiul pantei calculat calculăm rezistenţa la pantă şi cu aceasta calculăm suma de rezistenţe. În caracteristica de tracţiune adăugăm şi suma de rezistenţe şi intersecţia acestei curbe cu caracteristica de tracţiune corespunzătoare treptei în care intersecţia se face la viteza maximă posibilă pe care o poate atinge automobilul.

24

Suma de rezistenta

Caracteristica de tracțiune

0 20 40 60 80 100 120 140 1600

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

Column1

treapta 1

treapta a 2-a

treapta a 3-a

treapta a 4-a

treapta a -a5

treapta a 6-a

Fig. 2.5

Conform figurii 2.5 se observă că se poate urca panta de 12% în a treapta V - a dar un regim mai stabil de funcţionare este în treapta a IV – a a schimbătorului şi automobilul poate atinge viteza maximă posibilă de 120 km/h.

1) Rezistența la rulare

Rezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,încărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roţii,calea de rulare.Coeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza rezultatelor obţinute propunându-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare:

f=f 0+f 01 ∙V + f 02 ∙V 2 (2.3)unde:

f 0 reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, f 01[h/km] şi f 02 [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi

din tabele standardizate.Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune joasă avem:

f 0=1.6115∙ 10−2, f 01=-9.9130∙ 10−6[h/km], f 02=2.3214∙ 10−7[h2/km2].Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V)

valorile fiind centralizate în tabelul 2.3:

Suma de rezistenta

V, [km/h]

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

110

120

130

140

f, [-] 0,0161

0,016

0,016

0,016

0,0161

0,0162

0,0164

0,0166

0,0168

0,0171

0,0174

0,0178

0,0183

0,0187

0,0193

Tab 2.3 – Valorile lui f functie de viteza de rulare

f(x) = 0 x² − 0 x + 0.02R² = 0.999272021972065

Variatia coeficientului de rezistenta la rulare functie de viteza

V, [km/h]

f, [-]

Fig 2.6 – Dependenta coeficientului de rezistenta funcție de viteza de rulare

Se observa ca in figura 2.6, cu ajutorul programului Excel, s-a aproximat direct curba inițială cu o parabolă de gradul II (Trendline, Polynomial, Order 2). Apoi a fost bifată opțiunea de afișare pe grafic a ecuașiei acestei parabole.

2) Rezistența aerului

Determinarea ariei secţiunii transversale maxime se poate face fie prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu.

Această arie poate fi calculată astfel: A=c f ∙ la ∙ ( H a−hb )+N p∙ hb ∙ Bu[m²] (2.4)

unde: c f =1,00 este un coeficient de formă, la=2,1m este lăţimea automobilului, H a=2,4m este înălţimea automobilului, hb=0,3m înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale, N p=2 reprezintă numărul de pneuri, Bu=0,235m reprezintă laţimea secţiunii anvelopei.

26

A=1,00 ∙2,1 ∙ (2,63−0,3 )+2∙ 0.3 ∙ 0.235=5,034m²Se observa ca aceasta valoare se incadreaza in limitele precizate in

literatura de specialitate, fiind situate in zona de mijloc a intervalelor recomandate.

Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului

Având în vedere faptul că forma caroseriei automobilului ce urmează a fi proiectat este foarte apropiată de cea a modelului similar ales se poate conveni ca acesta sa aibă o valoare a coeficientului de rezistenţă al aerului apropiata de cea a acestui model: C x=0.7.

Valoarea aceasta a fost aleasă din intervalul [0.70; 0.80] ţinându-se cont atât de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in categoria autofurgoanelor

Determinarea randamentului transmisiei

Puterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Întotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei, pierderi ce sunt caracterizate de ηt-randamentul transmisiei. Pentru un autotbuz 4x2 cu transmisie principal simpla, valoarea adoptată pentru acesta este ηt=0,90.

Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente în transmisie. Randamentul cutiei de viteze crește odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei diferă de la caz la caz, acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.

3) Rezistența la pantă

In mișcarea sa, autovehiculul interacționează cu mediul înconjurator și cu drumul, rezultând forțe care se opun deplasării acestuia. Aceste forțe sunt considerate rezistente la inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuațiile de mișcare a autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile.

Există astfel mai multe tipuri de rezistențe la înaintare. Rezistențele sunt datorate interacțiunii autovehiculului cu drumul și mediul înconjurător sunt: rezistența la rulare, rezistenta la pantă si rezistența aerului. Forța de inerție ce apare în deplasarea autovehiculelor este considerată tot ca o rezistență la înaintare și se numește rezistența la demarare sau rezistența la accelerare. In calculele ce urmează, insa, ea nu apare în bilanțul de puteri la roata deoarece se consideră un regim uniform de mișcare (fără accelerare).

Se vor calcula în continuare aceste rezistențe pentru mai multe situații:

27

Pentru calculul rezistenței la rulare vor fi analizate situațiile deplasării în palier (αp=0) și cazul deplasării în pantă maximă a drumului modernizat pmax=8% cu αp=arctg(0,08)=4,57⁰=4⁰34’26”;

Pentru calculul rezistenței la pantă vor fi considerate aceleași situații ca mai înainte;

Pentru calculul rezistenței aerului vor fi considerate trei situații: deplasarea autovehiculului când nu bate vântul (Vv=0km/h), deplasarea când bate vântul pe aceeași direcție cu deplasarea autovehiculului și același sens (Vv=-15km/h) și cazul când bate vântul pe aceeași direcție cu cea a deplasării autovehiculului dar în sens invers (Vv=+15km/h).La sfârșit au fost însumate rezistențele la rulare pentru rularea pe drumul

cu fiecare dintre cele două pante și având în vedere cele trei situații în care bate vântul. Calculele obținute au fost trecute în tabelul 2.6, unde sunt centralizate rezistențele și puterile necesare învingerii lor, în cazul deplasării în palier. La calculul acestora s-au folosit relațiile prezentate în continuare.

Pentru coeficientul la rulare s-a aratat în prima parte a acestui capitol cum se calculeaza acesta. Pentru rezistența efectivă la rulare se folosește relația:

Rrul=f (V )∙ Ga ∙cos α p [daN] (2.5)unde apar:

Rrul reprezintă rezistența la rulare; f reprezintă coeficientul rezistenței la rulare; Ga reprezintă greutatea totală a autovehiculului, exprimată în daN; α p reprezintă unghiul pantei pe care se deplasează autovehiculul.

Pentru calculul puterii necesare pentru învingerea rezistenței la rulare estefolosită relația:

Prul=f (V ) ∙Ga ∙ cosα p ∙ V

360[kW ] (2.6)

unde Prul reprezintă puterea necesară învingerii rezistenței la rulare a pneurilor și este exprimată în kW.

Pentru calculul rezistenței la pantă se folosește relația:Rp=Ga∙ sin α p[daN ] (2.7)

Puterea necesară pentru învingerea acestei rezistențe se calculează astfel:

Pp=Ga ∙ sin α p ∙V

360[kW ] (2.8)

Rezistența aerului se calculează cu urmatoarea formulă:

Ra=k ∙ A ∙V x

2

13[daN ] (2.9)

unde: Ra reprezintă rezistența aerului, rezultată în daN;

28

k=0,06125∙Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vv∙cosαv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata

de autovehicul. In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv

reprezinta viteza vantului, iar αv reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰)Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:

Pa=k ∙ A ∙V x

2∙ V4680

[kW ] (2.10)

unde toate mărimile au aceeași semnificație ca cea aratată mai înainte. In tabelul 2.5 sunt centralizate toate valorile rezistențelor și puterilor

calculate pentru deplasarea autovehiculului pe panta 8%.

V f(V) Rrul Rp Ra0 ΣR Prul Pp Pa ΣP

[km/h]

[-] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [kW]

0 0,0161

64,11501

318,3096

0 382,4246

0 0 0 0

10 0,016 63,71678

318,3096

1,660252

383,6867

1,769911

8,841934

0,046118

10,65796

20 0,016 63,71678

318,3096

6,641008

388,6674

3,539821

17,68387

0,368945

21,59263

30 0,016 63,71678

318,3096

14,94227

396,9687

5,309732

26,5258 1,245189

33,08072

40 0,0161

64,11501

318,3096

26,56403

408,9887

7,12389 35,36774

2,951559

45,44318

50 0,0162

64,51324

318,3096

41,5063 424,3292

8,960172

44,20967

5,764764

58,93461

60 0,0164

65,3097 318,3096

59,76907

443,3884

10,88495

53,0516 9,961512

73,89806

70 0,0166

66,10616

318,3096

81,35234

465,7681

12,85398

61,89354

15,81851

90,56602

80 0,0168

66,90262

318,3096

106,2561

491,4684

14,86725

70,73547

23,61247

109,2152

90 0,0171

68,09731

318,3096

134,4804

520,8873

17,02433

79,5774 33,6201 130,2218

100 0,0174

69,292 318,3096

166,0252

553,6268

19,24778

88,41934

46,11811

153,7852

110 0,0178

70,88492

318,3096

200,8905

590,085 21,65928

97,26127

61,3832 180,3038

120 0,0183

72,87607

318,3096

239,0763

630,262 24,29202

106,1032

79,69209

210,0873

130 0,0187

74,46899

318,3096

280,5826

673,3612

26,89158

114,9451

101,3215

243,1582

140 0,0193

76,85837

318,3096

325,4094

720,5774

29,88937

123,7871

126,5481

280,2245

29

Tab 2.5 – Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pe panta 8%

30

V f(V) Rrul Ra0 Ra

+15 Ra-15 ΣR0 ΣR+15 ΣR-15 Prul Pa

0 Pa+15 Pa

-15 ΣP0 ΣP+15 ΣP-15

[km/h]

[-] [daN] [daN] [daN] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [kW] [kW] [kW] [kW]

0 0,0161 64,3195 0 3,735567 3,735567 64,3195 68,05507 68,05507 0 0 0 0 0 0 010 0,016 63,92 1,660252 10,37657 0,415063 65,58025 74,29657 64,33506 1,775556 0,046118 0,288238 0,01153 1,821674 2,063794 1,78708520 0,016 63,92 6,641008 20,33809 0,415063 70,56101 84,25809 64,33506 3,551111 0,368945 1,129894 0,023059 3,920056 4,681005 3,5741730 0,016 63,92 14,94227 33,6201 3,735567 78,86227 97,5401 67,65557 5,326667 1,245189 2,801675 0,311297 6,571856 8,128342 5,63796440 0,0161 64,3195 26,56403 50,22262 10,37657 90,88353 114,5421 74,69607 7,146611 2,951559 5,580291 1,152953 10,09817 12,7269 8,29956450 0,0162 64,719 41,5063 70,14564 20,33809 106,2253 134,8646 85,05709 8,98875 5,764764 9,742451 2,824734 14,75351 18,7312 11,8134860 0,0164 65,518 59,76907 93,38917 33,6201 125,2871 158,9072 99,1381 10,91967 9,961512 15,56486 5,60335 20,88118 26,48453 16,5230270 0,0166 66,317 81,35234 119,9532 50,22262 147,6693 186,2702 116,5396 12,89497 15,81851 23,32423 9,76551 28,71348 36,21921 22,6604880 0,0168 67,116 106,2561 149,8377 70,14564 173,3721 216,9537 137,2616 14,91467 23,61247 33,29727 15,58792 38,52714 48,21194 30,5025990 0,0171 68,3145 134,4804 183,0428 93,38917 202,7949 251,3573 161,7037 17,07863 33,6201 45,76069 23,34729 50,69873 62,83932 40,42592

100 0,0174 69,513 166,0252 219,5683 119,9532 235,5382 289,0813 189,4662 19,30917 46,11811 60,9912 33,32033 65,42728 80,30037 52,6295110 0,0178 71,111 200,8905 259,4144 149,8377 272,0015 330,5254 220,9487 21,72836 61,3832 79,2655 45,78375 83,11156 100,9939 67,51211120 0,0183 73,1085 239,0763 302,5809 183,0428 312,1848 375,6894 256,1513 24,3695 79,69209 100,8603 61,01426 104,0616 125,2298 85,38376130 0,0187 74,7065 280,5826 349,068 219,5683 355,2891 423,7745 294,2748 26,97735 101,3215 126,0523 79,28856 128,2988 153,0297 106,2659

140 0,0193 77,1035 325,4094 398,8755 259,4144 402,5129 475,979 336,5179 29,98469 126,5481 155,1183 100,8834 156,5328 185,103 130,8681

Tab 2.6 - Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii in palier

31

Variatia cu viteza a rezistentelor la inaintarea autovehiculului, in cazul deplasarii pe panta 8%

Rezistenta la rulare

Rezistenta la la panta 8%

Rezistenta aerului (nu bate vantul)

Rezistenta totala (nu bate vantul)

V, [km/h]

R, [d

aN]

Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor la rulare, in cazul deplasarii pe panta 8%

Puterea pentru invingerea rezistentei la rularePuterea pentru invingerea rezistentei la rulare pe panta 8%Puterea pentru invingerea rezistentei aerului (nu bate vantul)Puterea pentru invingerea rezistentei totale pe panta 8%

V, [km/h]

P, [k

W]

Fig 2.7 – Variatia rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pep anta 8%

32

Variata cu viteza a rezistentelor la inaintarea autovehiculului, in cazul deplasarii in palier

Rezistenta la rulare

Rezistenta aerului (nu bate vantul)

Rezistenta aerului (bate vantul din spate)

Rezistenta aerului (bate vantul din fata)

Rezistenta totala (nu bate vantul)

Rezistenta totala (bate vantul din spate)

Rezistenta totala (bate vantul din fata)

V, [km/h]

R, [d

aN]

Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor la rulare, in cazul deplasarii in palier

Puterea pentru invingerea rezistentei la rulare

Puterea pentru invingerea rezistentei aerului (nu bate vantul)

Puterea pentru invingerea rezistentei aerului (bate vantul din spate)

Puterea pentru invingerea rezistentei aerului (bate vantul din fata)

Puterea pentru invingerea rezistentei totale (nu bate vantul)

Puterea pentru invingerea rezistentei totale (bate vantul din spate)

Puterea pentru invingerea rezistentei totale (bate vantul din spate)

V, [km/h]

P, [k

W]

Fig 2.8 – Variatia rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii in palier

33

In figurile 2.7 si 2.8 sunt reprezentate grafic dependentele rezistentelor si puterilor calculate in functie de viteza autovehiculului.

La o analiza a datelor din tabelele 2.5 si2.6 pentru viteza maximă impusă a autovehiculului (130km/h) se pot face următoarele observații:

In cazul rulării pe un drum în palier (αp=0⁰) si fără să bată vântul, rezistența aerului reprezintă 80,9% din totalul rezistențelor la înaintare, restul de 19,1% reprezentând rezistența la rulare;

Rezistența aerului se modifică cu aproximativ 20% în plus sau în minus în cazul când bate vântul;

In cazul rulării pe un drum modernizat cu panta p=8% fără să bată vântul, ponderea rezistenței aerului ramâne tot cea mai mare, aproximativ 45%, restul fiind, în ordine, rezistența la panta 44% și rezistența la rulare 11%;Analizând valorile corespunzătoare unei viteze V=90 km/h (limita legislativă

actuală în România pentru drumurile extraurbane și o viteză normală de croazieră în același timp) se constată următoarele: In cazul deplasării pe un drum în palier ponderea cea mai mare în totalul

puterii necesare o are tot puterea pentru învingerea rezistenței aerului, însă ponderea sa coboară la circa 66%, restul fiind reprezentat de puterea pentru învingerea rezistenței la rulare a pneurilor, 34%;

In cazul deplasarii pe un drum modernizat cu panta p=8%, fara sa bata vantul, ponderea majoritara revine deja rezistentei la pana, care atinge valoarea de 61%, restul fiind, in ordine, rezistenta aerului 26% si rezistenta la rulare 13%;

In cazul in care bate vantul in una dintre directiile studiate, rezistenta aerului variaza cu aproximativ 28% fata de cazul cand nu bate vantul, in sensul dictat de directia pe care bate vantul.

2.2. Trasarea caracteristicii dinamice

2.2.1 Trasarea propriu-zisă a caracteristicii dinamice

Performanţele de tracţiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de tracţiune ci şi de greutatea sa şi de factorul aerodinamic (K = k ∙A).

Pentru a îngloba toate cele trei elemente de influenţă, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezintă raportul dintre forţa de tracţiune din care se scade rezistenţa aerului şi greutatea autovehiculului:

D=F t−Ra

Ga

(2.11)

Deoarece forţa de tracţiune este dependentă de viteză şi de treapta în care este cuplat schimbătorul, rezultă că şi factorul dinamic depinde de aceiaşi factori.

34

Caracteristica dinamică reprezintă funcţia care exprimă dependenţa factorului dinamic de viteza automobilului pentru toate treptele schimbătorului de viteze atunci când motorul funcţionează la sarcină totală.

Valorile factorului dinamic sunt date în tabelul 2.7:

Tabel 2.7

Pentru fiecare treaptă a schimbătorului se obţine o familie de curbe a factorului dinamic, acestea reprezentând caracteristica dinamică a automobilului. Aceasta este prezentată în figura 2.6.

Factoruldinamic

isv

6,067 4,18 2,88 2 1 0,80.51 0.37 0.27 0.20 0.15 0.110.51 0.37 0.27 0.20 0.15 0.110.50 0.37 0.27 0.19 0.15 0.110.50 0.37 0.27 0.19 0.15 0.100.50 0.36 0.26 0.19 0.14 0.100.49 0.36 0.26 0.19 0.14 0.100.49 0.36 0.26 0.19 0.14 0.100.48 0.35 0.26 0.19 0.14 0.100.47 0.35 0.25 0.18 0.13 0.090.47 0.34 0.25 0.18 0.13 0.090.46 0.33 0.24 0.17 0.13 0.090.45 0.33 0.24 0.17 0.12 0.080.44 0.32 0.23 0.17 0.12 0.080.43 0.31 0.23 0.16 0.12 0.070.42 0.30 0.22 0.16 0.11 0.070.40 0.29 0.21 0.15 0.11 0.060.39 0.28 0.20 0.14 0.10 0.060.38 0.27 0.20 0.14 0.10 0.050.36 0.26 0.19 0.13 0.09 0.040.34 0.25 0.18 0.12 0.08 0.040.33 0.24 0.17 0.12 0.08 0.03

35

0 50 100 150 200 2500.00

0.10

0.20

0.30

0.40

0.50

0.60

Caracteristica dinamică

Treapta 1

Treapta 2

Treapta 3

Treapta 4

Treapta 5

Treapta 6

Viteza [km/h]

Fact

orul

din

amic

Fig. 2.9 Caracteristica dinamică

36

CAPITOLUL 3

STABILIREA SCHEMEI DE ORGANIZARE A SCHIMBĂTORULUI DE VITEZE ȘI DETREMINAREA NUMĂRULUI DE DINȚI AL ROȚILOR

DINȚATE

37

38

3.1 Stabilirea schemei de organizare generală a schimbătorului de viteze

Rezistenţele la înaintare ale autovehiculelor variază mult în funcţie de condiţiile de deplasare corespunzătoare acestora trebuind modificată şi forţa de tracţiune Majoritatea autovehiculelor actuale au ca sursă de propulsie motorul cu ardere internă care permite o variaţie limitată a momentului motor şi deci implicit a forţei de tracţiune. Din această cauză, autovehiculele echipate cu motoare cu ardere internă

trebuiesc prevăzute cu un schimbător de viteze. Schimbătorul de viteză are rolul de a transforma cuplul şi turaţia motorului cu

ardere internă astfel încât să se obţină forţa de tracţiune la roată necesară pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime şi învingerii rezistenţelor din partea drumului.

Schimbătorul de viteză face posibilă deplasarea în palier cu viteze reduse, ceea ce motorul cu ardere internă nu poate face, din cauza că nu poate funcţionala o turaţie mai mică decât turaţia minimă stabilă de funcţionare. Deasemenea permite schimbarea sensului de mers al automobilului, decuplarea prelungită a motorului de transmisie la pornirea motorului.

Schimbătorul de viteză trebuie sa permită automobilului să urce panta maximă stabilită în tema de proiectare cu viteză constantă, acest lucru realizându-se printr-un raport de transmitere ce asigură o forţă de tracţiune la roată suficient de mare pentru învingerea rezistenţei la pantă.Schimbătoarele de viteză trebuie să îndeplinească următoarele condiţii pentru a

putea fi folosite pe automobil.Aceste condiţii sunt:

1. Să asigure performanţele necesare de dinamicitate şi de consum redus de combustibil, prin utilizarea celei mai potrivite trepte şi alegerea numărului optim de treapte;2. Să asigure decuplarea sigură a motorului de transmisie în momentele cerute de condiţiile de utilizare a automobilului;3. Să fie simple şi uşor de comandat;4. Să funcţioneza cu randament ridicat;5. Să aibe dimendiuni de gabarit şi mase reduse;6. Să fie sigure în funcţionare;7. Să necesite o întreţinere uşoară;8. Să fie ieftine;9. Să funcţioneza fără zgomot.

39

Prezentarea unui schimbător de viteze similar cu cel care se proiectează

Deoarece automobilul proiectat este organizat după soluţia ”totul faţă”, schimbătorul de viteze ce se va proiecta va fi un schimbător de viteze cu doi arbori.

Acest tip de schimbător este simplu din punct de vedere al proiectării, funcţionează cu zgomot redus şi cu randament ridicat în treptele intermediare.

Avantajul dispunerii înclinate şi transversale a motorului şi transmisiei îl reprezintă compactitatea soluţiei şi buna vizibilitate precum şi posibilitate reducerii masei cu până la 10%.

Un dezavantaj al acestei soluţii îl reprezintă accesul dificil la motor şi sistemul de comandă a transmisiei mai complicat precum şi absenţa prizei directe.Acesta este motivul pentru care roţile dinţate şi lagărele sunt solicitate chiar şi în ultima treaptă, ceea ce determină uzura suplimentară şi creşterea nivelului de zgomot.

Un astfel de schimbător de viteze este prezentat în figura 3.1 a şi b, schimbător cu doi arbori şi cu 6 trepte de viteză.

VI V IV MÎ III II I

TP Fig. 3.1a Schimbător de viteze cu doi arboriI - treapta întâi; II - treapta a doua; treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a cincea; VI – treapra a sasea, MÎ - treapta de mers înapoi; TP - transmisia principala

40

Din figura 3.1a se observă că pe arborele secundar se află mufele de cuplare ale treptelor iar roţile dinţate de pe arborele primar fac corp comun cu acesta. Pentru a descărca dinţii roţilor din treapta a cincea, se observă din figură că această treaptă a fost mutată în partea stângă a rulmentului radial cu bile.

Deoarece acest schimbător este aşezat transversal, transmisia principlă este formată dintr-un pinion cilindric şi o roată dinţată cilindrică.

Pentru scăderea masei schimbătorului arborele secundar este gol la interior, în acelaşi timp se asigură şi o rigiditate sporită a arborelui.

Pentru acest schimbător s-au optat pentru lagăre de rostogolire radiale cu bile deoarece forţele axiale din angrenare sunt nule.

O altă soluţie de schimbător de viteze cu doi arbori este prezentat în figura 3.1 b.

VIV IV III II MÎ I

Fig. 3.1b Schimbător de viteze cu doi arboriI - treapta întâi; II - treapta a doua; III - treapta a treia; IV - treapta a patra; V - treapta a cincea; VI – treapta a sasea, MÎ - treapta de mers înapoi; TP - transmisia principala

Din figura 3.1 b se observă că maşoanele de cuplare sunt situate pe ambii arbori cea ce înseamnă ca roţile pentru treptele I şi II de pe arborele

41

secundar sunt libere dar pe arborele primar sunt fixe iar roţile pentru treptele III, IV, V sunt solidare cu arborele secundar dar libere pe arborele primar.

Datorită încărcării axilale ale angrenajelor, pentru susţinerea arborilor s-au optat pentru rulmenţi radiali axiali.

Prezentarea şi analiza soluţiilor constructive posibile pentru componentele schimbătorului de viteze

Sincronizatoarelea) Sincronizatorul conic cu presiune constantăAcesta a fost primul tip de sincronizator folosit pe automobil. După apariţia

sincronizatoarelor inerţiale, acestea mai sunt folosite doar în cazul transmisiilor ce conţin ambreiaje multidisc, unde decuplarea nu este completă, făcând foarte dificilă cuplarea inerţială a roţilor.Un astfel de sincronizator este prezentat în figura 3.2.

Fig. 3.2 Sincronizator conic cu presiune constantă

b) Sincronizatoare conice cu inerţie

Acestea au o construcţie mai complicată decât cele de presiune constantă, însa înlătură principalul dezavantaj al acestora: nu asigură în orice condiţii egalarea vitezelor unghiulare, ceea ce duce la o cuplare foarte dificilă, chiar distructivă, a ansamblului. În plus, acestea au şi dispozitive speciale de blocare, care permit cuplarea treptelor numai după egalarea vitezelor unghiulare.Şi acestea la rândul lor pot fi de mai multe feluri:

- Cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile

Deoarece lăţimea ferestrelor (16) aflate pe inel este cu jumătate din pasul danturii mai mare decât cea a crestăturilor (15) aflate pe manşon, dinţii

42

inelului şi cei ai manşonului vor fi decalaţi nepermiţând trecerea coroanei culisante (10). Atunci când se egalează vitezele, cele două danturi se aliniază, permiţând elementului de cuplare să ajungă pe manşonul pinionului.

O soluţie constructivă a sincronizatoarelor conice cu inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de faxare cu bile este prezentată în figura 3.3.

Fig. 3.3 Sincronizatorul conic cu inerţie inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile

O altă variantă constructivă este cea ce are în locul dispozitivului de fixare cu bile, un dispozitiv de fixare cu pastile şi inele elastice. Acest tip este prezentat în figura 3.4.

43

Fig. 3.4 Sincronizatorul conic cu inerţie inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu pastile şi inele elasticeCarterul schimbătorului de viteze

Carterul schimbătorului de viteze este compus din:- carterul propriu-zis;- capacele: superior, anterior, posterior şi laterale.

Pentru a fi cât mai uşor şi rezistent, carterul propriu-zis este construit pe sistemul ‘colivie’, structura de rezistenţă semănând cu o bara cu zăbrele, fiind completată cu pereţi foarte subţiri.

Capacul superior serveşte la montarea sistemului de acţionare a schimbatorului. Capacul anteriorse află în partea dinspre motor şi serveşte la fixarea arborelui primar. Un alt rol al acestuia este de a ghida, prin intermediul unor furci, manşonul rulmentului de presiune al ambreajului. Capacul posterior serveste la fixarea arborelui secundar.

Capacele laterale au rolul de a închide ferestrele de control, aflate de o parte şi de alta a schimbătorului. Etanşările arborelui primar sunt, de regulă, etanşări labirint. Acestea sunt eficiente laturaţii mari. Din acest motiv, arborele secundar, ce au viteze unghiulare mai mici, sunt etanşaţi folosind simeringuri.

44

Ungerea este realizată prin barbotare cu ulei. Poziţionarea orificiilor de umplere şi de golire trebuie atent aleasă pentru o cât mai mare uşurinţă în întreţinere.

Sistemul de acţionare de la distanţă a treptelor de vitezăSistemul de acţionare a treptelor este compus din trei părţi:- mecanismul de acţionare propriu-zis;- dispozitivul de fixare a treptelor;- dispozitivul de zăvorâre.

Acum vom analiza pe rând soluţiile constructive posibile ale fiecărui subansamblu. a) Mecanismul de acţionareDeoarece nu avem amplasat schimbătorul de viteze sub maneta

schimbătorului, trebuie să folosim un sistem de acţionare de la distanţă a acestuia. In figura 3.5 avem câteva variante constructive ale acestui mecanism, însă doar pentru două tije culisante, nu trei ca în cazul de faţă. Diferenţele însa nu sunt mari, cea de-a treia fiind amplasata între celelalte două, pe poziţia neutră a tijei de comandă.

Fig. 3.5 Mecanisme de acţionare de la distanţă

45

Sistemul cu trei tije este prezentat în figura 3.6.

Fig. 3.6 Construcţia mecanismului de acţionare la distanţă al unui schimbător de viteze

b) Dispozitivul de fixare al treptelorAceste dispozitive au în alcătuire o bilă sau un bolţ conic fixat de un arc în

nişte lăcaşe speciale aflate pe tijă. Fiecare lacăş corespunde unei poziţii a

46

schimbătorului, ţinându-se cont că distanţa dintre ele să permită cuplarea completă a treptelor.

Un alt aspect de care trebuie ţinut cont este rigiditatea arcului ce apasă bila.

Acesta nu trebuie să fie nici prea moale, pentru a nu decupla din cauza şocurilor sau vibraţiilor din exploatare, dar nici prea rigid, solicitând fizic prea tare conducătorul auto. Un astfel de dispozitiv este prezentat în figura 3.7.

Fig. 3.7 Dispozitiv de fixare al treptelor

c) Dispozitiv de blocare al treptelorRolul acestui dispozitiv este de a nu permite cuplarea simultană a

mai multor trepte şi nici cuplarea unei alte trepte atunci când schimbătorul este într-o treaptă oarecare.

Deoarece schimbătorul de viteze de proiectat va avea trei tije culisante situate în acelaşi plan, vom analiza soluţiile constructive pentru acest caz. Cea mai utilizată soluţie pentru cazul de faţă estedispozitivul cu bile pe post de zăvorâre. Funcţionarea acestuia este prezentată în figura 3.8.

Fig. 3.8 Dispozitive de blocare al treptelor

47

3.2 Determinarea distanței dintre axe și a modului danturii

La determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate trebuie îndeplinite următoarele cerinţe:

- realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbătorului;

- alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numărului minim de dinţi admisibil;

- distanţa C dintre axele arborilor să fie aceiaşi pentru fiecare pereche de roţi aflate în angrenare;

Automobilele moderne folosesc roţi dinţate cu dinţi înclinaţi deoarece sunt silenţioase şi au un randament ridicat. Distanţa dintre axele arborilor C se predetermină utilizând formula:

C = 26 ∛ M max [mm](3.6)

unde: Mmax – momentul maxim în [daN]

Pentru păstrarea distanței se folosește formula:

C = mn

2 cosγ 1,2( Z1+Z2 )=

mn

2 cosγ 1,2(Z3+Z4 )=

mn

2 cosγ 1,2(Z5+Z6 )=

mn

2 cosγ 1,2( Z7+Z8 )

(3.7)

Pentru determinarea numărului de dinţi se pune condiţia ca distanţă dintre axe să fie aceeaşi pentru fiecare pereche de roţi aflate în angrenare şi se utilizează formulele:

Zs + Zp = 2 cosγ 1,2

mn (3.8)

z s

zp

=isvj

(3.9)

Unghiul de înclinare al dinţilor roţilor dinţate se calculează cu formula:

γ 1,2 = arcos (zp+z s

2 cmn)

(3.10)

Modulul normal al roţilor dinţate se determină în funcţie de tipul automobilului şi de valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utilizând tabelul din tabelul 3.1. Adoptând din tabel diametrul pitch DP, modulul se determină cu relaţia:

48

mn = 25,4DP [mm]

(3.11)

Tipul automobilului Momentul motor daNm Diametrul pitch(DP)Dantura dreapta

Dantura înclinată

autoturisme până la 16,6 10 1217,3-27,6 8 12peste 27,6 8 10

autocamioane până la 27,6 7 827,6-34,6 6 734,6-41,5 6 6peste 41,5 5 6

Table 3.1 Datele necesare pentru alegerea diametrului pitch.

După predeterminarea modulului, se trece la determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate.

Utilizând formula (3.1) se determină distanţă dintre axe. Obţinem:C = 26∛ M max = 26263√40=88,91 mm ≅ 90 și se adoptă C = 100 mmMmax = 40[daN]

Din tabelul prezentat în tabelul 3.1 alegem diametrul pitch. Conform figurii pentru autoturisme pentru dantură înclinată DP=10. Aplicând formula (3.10) determinăm modulul normal al roţilor înclinate:

mn=25,4DP

=25,410

=¿ 2,54 mm Se adoptă valoarea modulului mn = 2,5 mm

3.3 Detreminarea numărului de dinți și definitivarea raportului pentru mersul înapoi

49

Cunoscând distanţa dintre axe şi modulul normal al roţilor dinţate se determină numerele de dinţi ai roţilor dinţate pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze, utilizând formulele (3.7, 3.8, 3.9).Treapta I

Alegem numărul de dinţi ai pinionului Zp=12 dinţi.Numărul de dinţi ai roţii dinţate rezultă din (3.5) şi avem

Z s=2∗60−cos20

2−12=66dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(12+662∗100

2,5) = 100

Treapta a II-a Calculăm numărul de dinți ai roții de pe arborele primar cu formula 3.9. Rezultă:

z p=c2 cos γ1,2

mn(1+isv)=2∗100∗cos 10

2,5(1+4,18) = 16 ¿>Zs=¿16*4,18 = 67 dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(16+672∗100

2,5) = 100

Treapta a III-a Calculăm numărul de dinți ai roții de pe arborele primar cu formula 3.9. Rezultă:

z p=c2 cos γ1,2

mn(1+isv)=2∗100∗cos 10

2,5 (1+2,88) = 21 ¿>Zs=¿21*2,88 = 61 dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(21+612∗100

2,5) = 100

Treapta a IV-a Calculăm numărul de dinți ai roții de pe arborele primar cu formula 3.9. Rezultă:

z p=c2 cos γ1,2

mn(1+isv)=2∗100∗cos 10

2,5 (1+2) = 27 ¿>Zs=¿27*2 = 54 dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(27+542∗100

2,5) = 100

Treapta a V-a Calculăm numărul de dinți ai roții de pe arborele primar cu formula 3.9. Rezultă:

z p=c2 cos γ1,2

mn(1+isv)=2∗100∗cos 10

2,5 (1+1) = 40 ¿>Zs=¿40*1 = 40 dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(40+402∗100

2,5) = 100

50

Treapta a VI-a Calculăm numărul de dinți ai roții de pe arborele primar cu formula 3.9. Rezultă:

z p=c2 cos γ1,2

mn(1+isv)=2∗100∗cos 10

2,5(1+0,8) = 43 ¿>Zs=¿43*1 = 35 dinți

Unghiul de înclinare al dinților este γ12 = arcos(43+352∗100

2,5) = 100

Se calculează rapoturile de transmitere efective şi erorile relative dintre raporturile de transmitere teoretice şi cele efective în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând formula:

isvT−i svef

isvT

⋅100 [%]

(3.12)unde:

- isvT−¿raportul de transmitere teoretic;- isvef −¿raportul de transmitere real;

Erorile relative dintre rapoartele de transmitere teoretice şi cele reale în fiecare treaptă a schimbătorului sunt date în tabelul 3.2.

Tabel 3.2isvT 3.33 2.46 1.77 1.29 0.97 0.7iscef 3.21 2.27 1.76 1.26 0.96 0. 7

Eroarea relativă [%]

-4.36 7.7 -4.55 -5.56 -1.04 0

Cu rapoartele de transmitere efective calculate se trasează diagrama fierăstrău prezentată în figura 3.9.

51

0

400

800

1200

1600

2000

2400

2800

3200

3600

4000

4400

4800

5200

5600

6000

0

50

100

150

200

Diagrama fierastrau reala

Treapta 1

Treapta 2

Treapta 3

Treapta 4

Treapta 5

Treapta 6

Turatia [rot/min]

Vit

eza

[km

/h]

Fig. 3.9 Diagrama fierăstrău reală

3.3. Determinarea numărului de dinti si definitivarea raportului pentru mers înapoi

Soluţia pentru treapta de mers înapoi se alege în funcţie de posibilităţile constructive ale schimbătorului de viteze precum şi de raportul de transmitere necesar obţinerii unei forţe de tracţiune suficient de mare şi a unei viteze reduse de deplasare a automobilului. În cazul roţilor de mers înapoi vom alege roţi cu dinţi drepţi pentru a putea folosi mecanismul de cuplare cu roată baladoare. Deşi apar şocuri şi zgomote în angrenare, folosirea limitată a acestora permite folosirea acestei soluţii. Raportul de transmitere în cazul mersului înapoi se consideră aproximativ egal cu cel al primei trepte, din condiţia de pantă maximă, ce trebuie urcată în ambele sensuri.

Deoarece trebuie introdusă o a treia roată în angrenare, pentru a schimba sensul de rotaţie, între roţiile de pe arborele primar, respectiv secundar, trebuie să existe un spaţiu. Existenta lui nu permite obţinerea unui raport de transmitere identic cu cel al primei trepte, ci cu puţin mai mic.

52

Cum raportul din prima treaptă de viteză este isv1=3.33,iar numerele de dinţi sunt Z1=12dinţi şi Z2=66 dinţi, vom alege pentru treapta de mers înapoi un raport de transmitere imî=5 iar pentru pinion alegem Z1mî=12 dinţi şi roata dinţată Z2mî=60 dinţi .

Facem o verificare a distanţei dintre roţi cu formula:

(z¿¿1 mî+z2 mî) ∙mn

2≤ C−2 ∙mn ¿

(3.13)

(12+60)⋅2,5

2≤ 100−2 ⋅2,5⟹90 ≤ 95

Deoarece roata baladoare poate avea orice număr de dinţi, ea neinfluențând raportul de transmitere al cuplului, vom alege pentru aceasta zbl=14.

Pentru ca roata baladoare să poată fi permanent în angrenare cu celelalte două roţi, trebuie să îi găsim cotele de poziţionare. Aici trebuie să ţinem cont de disţanta dintre axul roţii baladoare şi axele de rotaţie a celorlalte roţi, pentru ca acestea să poată fi mereu în angrenare completă.Astfel avem următoarele distanţe:

D1=(z¿¿1 mî+zbl)⋅mn

2=

(12+14 ) ⋅2,52

=32,5mm¿

D2=(z¿¿2 mî+ zbl)∙ mn

2=

(60+14 ) ⋅2,52

=92,5 mm¿

Pentru poziţionarea roţii de mers înapoi trebuie găsite cotele X şi Y ,aşa cum observăm în figura 3.10.

Cota X va fi înălţime în triunghiul O1O2O3. Deoarece cunoaştem dimensiunile tuturor laturilor, deci şi semiperimetrul, îi putem calcula aria cu formula lui Heron, după care putem afla cu uşurinţă valoarea cotei.

S=√ p ( p−C ) ( p−D1 )( p−D2) (3.14)

p=C+ D1+D 2

2=1000+32,5+92,5

2=112,5mm

Fig. 3.10 Poziţionarea roţii de mers înapoi

O 1

O 2

O 3

x

y

53

S=√112,5 ∙ (112,5−100 ) ⋅ (112,5−32,5 ) ⋅(112,5−92,5)=1500 mm2

În acelaşi timp S este egal cu:

S=X ⋅C

2⟹ X=2 ∙1500

100=30 mm

Cota Y o aflăm folosind teorema lui Pitagora: Y=√D2

2−X2=√92,52−302=87,5 mm

54

Parametrii geometrici ai roţilor dinţate

Se prezintă în tabelul 3.5 toate elementele geometrice ale roţilor dinţate, pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze.

Tabel 4.5.

Nr.crt

Elementul geometricTreapta I Treapta II Treapta III TreaptaIV Treapta V Treapta VI

Roată 1 Roată 2 Roată 1 Roată 2Roată

1Roată 2 Roată 1 Roată 2 Roată 1 Roată 2 Roată 1 Roată 2

1 Numărul de dinţi 17 42 18 41 21 37 23 29 27 26 31 322 Unghiul de înclinare β 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100

3 Sens dreapta stânga dreapta stânga dreapta stânga7 Modulul normal mn 2,54 2,54 2,54 2,54 2,54 2,54

Angrenajul echivalent8 Numărul de dinţi 12 66 16 67 21 61 74 54 40 40 43 359 Diametrul exterior 30,46 167,54 40,61 170,08 53,3 154,85 68,54 137,08 101,54 101,54 109,15 88,84

55

56

CAPITOLUL IV

CALCULUL ŞI PROIECTAREA MECANISMULUI REDUCTOR

57

58

4.1 Calculul și proiectarea roților dințate

Pentru roţile dinţate se folosesc în general oţeluri înalt aliate pentru a reduce pe cât posibil dimensiunile şi masa angrenajelor. De aceea vom alege ca material 18MoCrNi13. Acesta are ca limite de rezistenţă minime următoarele valori: σc=750 MPa, σP lim=400 MPa, σH lim=1500MPa.

Deoarece pentru alegerea modulului am folosit metoda diametrului pitch, ce are ca punct de plecare solicitarea la încovoiere, vom considera dantura rezistentă acestor tipuri de solicitări.

Vom face verificări de oboseală la bază şi la pitting a roţilor dinţate pentru treptele de viteză III şi IV, deoarece sunt cele mai solicitate.

În figura 4.1 se prezintă forţele care acţionează într-un angrenaj

Fig. 4.1 Forţe care acţionează asupra angrenajelor cu roţi dinţate

Forţele care acţionează sunt:- Forţa tangenţială

F t=M max ⋅ isv

rd

[ N ] (4.1)

- Forţa radială

F r=F t ⋅tgα

cosγ[N ] (4.2)

- Forţa axială Fa=F t ⋅ tgγ [N ] (4.3)

Forţele care acţionează în angrenaje în toate treptele schimbătorului de viteză sunt data în tabelul 4.1.

59

Tabel 4.1

Treapta ITreapta

IITreapta

IIITreapta

IVTreapta

VTreapta

VIrd [mm] 14.235 17.585 21.725 26.535 30.565 35.095Ft [N] 9132 7393 5984 4899 4253 3704Fr [N] 3380 2736 2253 2057 1752 1526Fa [N] 1688 1367 1584 2819 2257 1965

Verificarea la rupere prin oboseală la baza dintelui

Pentru a efectuarea verificărilor la rupere prin oboseală la baza dintelui se folosesc formulele:

σ Pl=F t

B ⋅mn

∙ K S⋅KV ⋅K F ∙ K ε ∙ K PB (4.4)

CHl=σ P lim ¿

σ Pl

≥ 1.2¿ (4.5)

K F=2.3 KS=1.2 K ε=1ε=0.6 K PB=1.1

KV =1+ √v [m

s ]10

(4.6)

v=π ⋅Dd 1⋅n1

60 ⋅103 (4.7)

Treapta a III – a

v=π ⋅Dd 1⋅n1

60 ⋅103 = π ⋅ 43.45 ⋅300060 ⋅103 =6.83

ms

KV =1+ √v [ms ]

10=1+ √6.83

10=1.26

σ Pl=F t

B ⋅mn

∙ K S KV K F K ε K PB=598420 ⋅2

⋅1.2 ⋅1.26 ∙2.3 ∙ 0.6 ∙1.1=343 MPa

CHl=σ P lim ¿

σ Pl

=400343

=1.2¿

60

Treapta a IV – a

v=π ⋅Dd 1⋅n1

60 ⋅103 = π ⋅53 ⋅ 420060 ⋅103 =11.65

ms

KV =1+ √v [ms ]

10=1+ √11.65

10=1.34

σ Pl=F t

B ⋅mn

∗K S KV KF K ε K PB=489920 ⋅2

⋅1.2 ⋅1.26 ∙ 2.3∙0.6 ∙ 1.1=281 MPa

CHl=σ P lim ¿

σ Pl

=400281

=1.42¿

Verificara la oboseală superficială (pitting)

Pentru a efectuarea verificărilor la oboseală superficială se folosesc formulele:

σ HCl=KM ∙ KHβ ∙√ F t

B⋅D d 1

⋅K S⋅KV ∙ K HB⋅i12+1

i12

(4.8)

CHl=σ H lim ¿

σ HCl

≥1.2¿

K Hβ=0.8 K HB=1.25

K M=271√ Nmm2 (4.9)

Treapta a III - a

σ HCl=KM ∙ KHβ ∙√ F t

B⋅D d 1

⋅K S⋅KV ∙ K HB⋅i12+1

i12

=271 ⋅0.8 ∙√ 598420 ⋅43.45

⋅1.2∙ 1.26 ⋅1.25 ⋅ 1.76+11.76

=979 MPa

CHl=σ H lim ¿

σ HCl

=1500979

=1.53>1.2¿

Treapta a IV – a

σ HCl=KM ∙ KHβ ∙√ F t

B⋅D d 1

⋅K S⋅KV ∙ K HB⋅i12+1

i12

=271 ⋅0.8 ∙√ 489920 ⋅53

⋅1.2 ∙1.26 ⋅1.25 ⋅ 1.26+11.26

=858 MPa

61

CHl=σ H lim ¿

σ HCl

=1500858

=1.75>1.2¿

4.2. Calculul şi proiectarea arborilor

Înainte de a face calculele de rezistenţă, trebuie să alegem materialul din care aceştia vor fi fabricaţi. Deoarece avem o distanţă dintre axe destul de mică, ceea ce conduce la nişte diametre de divizare a roţilor deasemenea mici, vom alege materialul din clasa oţelurilor înalt aliate, urmând ca după finalizarea calculelor, în cazul în care această alegere nu a dat rezultatele dorite, să revenim asupra acestei decizii din raţionamente economice.

Astfel am ales oţelul 21MoMnCr12, ce are urmatoarele proprietăţi mecanice: σ-1=440 MPa si τ0=410 MPa.

Pentru a calcula arborii, vom considera solicitările acestora ca fiind: încovoiere dublă, în cele două planuri, vertical şi orizontal, şi torsiune.

În figura 5.2 se prezintă schema de încărcare a arborilor, corespunzătoare unei trepte oarecare a schimbătorului de viteze.

Fig. 5.2 Schema de încărcare a arborilor

62

Fig. 5.3 Diagrama de eforturi

Din ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente, conform figurii 5.3, reies formulele pentru reacţiunile din lagăre:

- Reacţiunea verticală punctul A: V A=F r ⋅b+M

a+b (4.10)

- Reacţiunea orizontală punctul A: H A=Ft ⋅b

a+b (4.11)

- Reacţiunea verticală punctul B: V B=F r ⋅a−M

a+b (4.12)

- Reacţiunea orizontală punctul B: HB=F t ⋅a

a+b (4.13)

Calculul momentelor din diagrama de eforturi se face cu ajutorul formulelor:

M iHmax=H A ⋅ a (4.14)

M iV 1=V A ⋅a−M (4.15)

M iVmax=V A ⋅ a (4.16)

M=Fa ⋅Dd

2 (4.17)

63

M i 1=√ MiHmax2 +M iV 1

2 (4.18)

M imax=√ M iHmax2 +M iVmax

2 (4.19)

Momentul echivalent, ce ia în calcul toate solicitările, conform teoriei a III – a de rezistenţă este:

M echC=√M imax2 +0,75 M tc

2 (4.20)

Tensiunile echivalente din dreptul punctelor C si D sunt:

σ echC=M ech C

π ⋅dC3

32

(4.21)

cC=σ−1

σ echC

≥ 2 (4.22)

τ tD=M tc

π ⋅ dD3

16

(4.23)

c D=τ0

τ tD

≥ 2 (4.24)

Utilizând formulele prezentate anterior putem calcula forţele şi momentele, precum şi diametrele minime din dreptul fiecărui angrenaj pentru ambii arbori.

64

51

Arborele primar

În tabelul 4.2 sunt prezentate valorile reacţiunilor, momentelor şi diametrele minime ale arborelui primar pentru fiecare treaptă:

Tabel 4.2

Treapta

Diametrul de

divizare

[mm]

a [mm]

b [mm]

c [mm]

M [Nmm

]

VA

[N]

HA

[N]

VB

[N]

HB

[N]

Mtc

[Nmm

]

Mech

[Nmm

]

d [mm]

dcap

arbor

e

[mm]

I

28.4

7

245

23 100

119

291

784

3089

8348

1560

00

2574

26

23

16

II

35.1

7

187

81 100

78 827

2234

1909

5159

4749

08

28

III

43.4

5

163

105

100

73 883

2344

1370

3640

3735

87

26

IV 53 105

163

100

106

1251

2980

806

1919

3031

94

24

V 61.1

81.0

187.

0

100

74 1223

2968

529

1285

1772

88

20

VI 70.2

23.0

245.

0

100

56 1395

3386

131

318

1560

00

19

Momentul echivalent a fost calculat utilizând valorile din tabelul 4.3.Tabel 4.3

Treapta

M iHmax [Nmm

]

M iV 1 [Nmm]

M iVmax [Nmm

]

M i 1 [Nmm]

M imax [Nmm]

Mech

[Nmm]

I 19200 71054 71173 20473 20477 25742

52

7 2 3 6

II41785

216302

416310

144852

744855

547490

8

III38215

414385

614392

940833

340835

937358

7

IV31285

813161

613172

333941

633945

730319

4

V24037

698973 99047

259954

259982

177288

VI 77880 32034 32090 84211 8423215600

0 Arborele secundar

În tabelul 4.4 sunt prezentate valorile reacţiunilor, momentelor şi diametrele minime ale arborelui primar pentru fiecare treaptă:

Tabel 4.4

Treapta

Diametrul de

divizare

[mm]

a [mm]

b [mm]

c [mm]

M [N

mm]

VA

[N]HA

[N]VB

[N]HB

[N]

Mtc

[Nmm

]

Mech

[Nmm

]

d [mm]

I 91.52245

23 20 0.5290.1

783.7

3089.9

8348.3

156000

257400

23

II 84.83187

81 20 5.8826.9

2234.5

1909.1

5158.5

472061

28

III 76.55163

105

20 2.6882.7

2344.5

1370.3

3639.5

373462

26

IV 67105

163

20 1.71251.1

2979.6

805.9

1919.4

303189

24

V 58.981.0

187.0

2047.4

1222.7

2967.6

529.3

1285.4

177290

20

VI 49.823.0

245.0

20136.0

1395.5

3386.1

130.5

317.9

156000

19

Momentul echivalent a fost calculat utilizând valorile din tabelul 4.5.

Tabel 4.5

Treapta

M iHmax [Nmm

]

M iV 1 [Nmm]

M iVmax [Nmm

]

M i 1 [Nmm]

M imax [Nmm]

Mech

[Nmm]

53

I19201

170950 71069

204700

204741

257400

II41784

215456

115463

944551

344554

047206

1

III38215

014381

014388

340831

340833

937346

2

IV31286

013125

813136

533927

833932

030318

9

V24037

498961 99035

259948

259976

177290

VI 77881 32042 32098 84214 8423615600

0

Partea a II – a

Calculul şi proiectarea punţii din faţă

54

55

Capitolul 5. Studiul soluţiilor constructive pentru puntea din faţă şi alegerea justificată a soluţiei pentru puntea care se proiectează

5.1. Rolul punţii din faţă

Puntea din faţă serveşte la preluarea forţelor care apar între drum şi roţile de direcţie ale automobilului, precum şi la preluarea momentelor reactive pe care le transmite cadrului sau caroseriei, asigurând în acelaşi timp posibilitatea schimbării direcţiei de mers.

Puntea din faţă trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

- să fie suficient de rezistentă;

- să asigure o bună stabilitate a roţilor de direcţie;

- să asigure cinematica corectă la oscilaţiile automobilului datorită deformărilor elastice ale

suspensiei;

- să aibă o uzură mică a părţilor componente;

- să aibe o greutate cât mai mică pentru a reduce greutatea nesuspendată a automobilului.

După rolul pe care îl au punţile din faţă, acestea se pot clasifica în:

a) punţi de direcţie;

b) punţi de direcţie şi motoare (punte combinată).

Puntea de direcţie este o punte din faţă, în general nemotoare, care serveşte la schimbarea direcţiei de mers a automobilului. La automobilele organizate după soluţia “totul faţă”, puntea din faţă este o punte de direcţie şi punte motoare adică o punte combinată.

La autoturisme puntea din faţă nu se întâlneşte ca organ distinct, ea fiind compusă din mai multe braţe fixate de cadru sau caroserie, realizând o suspensie independentă pentru fiecare roată. O astfel

de punte poartă denumirea de punte articulată sau fracţionată.

56

5.2. Prezentarea a două soluţii constructive pentru puntea din faţă

Se prezintă doua soluţii constructive de punţi din faţă care sunt compatibile cu tipul de automobil care proiectează.

În figura 1.1 este prezentată puntea din faţă, a automobilului Mitsubishi Lancer clasic, de tip

McPherson.

Fig. 1.1 Punte din faţă articulată

Elementul elastic este format dintr-un arc elicoidal cu pas constant, dispus concentric cu amortizorul. Ansamblul format din arc şi amortizor este prin de fuzetă şi formează partea superioară a suspensiei.

57

În figura 1.2 se prezintă puntea din faţă a autoturismului Toyota. Această punte are braţ triunghiular inferior cu două articulaţii cilindrice. Suspensia este de tip McPherson cu arc elicoidal sub formă de butoi cu pas variabil.

Amortizorul şi arcul elicoidal sunt dispuse concentric, iar corpul amortizorului este prins de braţul fuzetei. Tot acest ansamblu formează braţul superior al suspensiei.

Fig. 1.2 Punte faţă

58

5.3. Prezentarea soluţiilor constructive posibile pentru componentele punţii din faţă

Deoarece automobilul proiectat are motorul amplasat transversal şi puntea motoare faţă, soluţia ce se impune, pentru a nu complica prea mult constructiv sistemul, este mecanismul McPherson. Din acest considerent, toate elementele ce le vom alege trebuie să fie în concordanţă cu acesta.

În cazul braţelor, după modul de fabricare,pentru autoturisme, avem două soluţii viabile: braţ

executat din tabla de oţel prin ambutisare. Ca varianta constructivă, pentru braţul inferior, acesta poate fi în formă de triunghi simetric sau în forma de “L”.

În cazul pivoţilor, suntem nevoiţi să alegem, datorita folosiri mecanismului McPherson, articulaţie sferică. Diferenţele, în acest caz, sunt definite de modul de montare şi de centrare a celor două piese componente: bolţul central cu capătul interior prelucrat sferic şi corpul exterior, ce se închide etanş cu

un capac metalic.

Fuzeta va avea o construcţie clasică, impusă de mecanismul folosit. Aceasta va fi prinsă în trei puncte: încastrată pe suportul amortizorului, lagăr cilindric pentru prinderea pe butucul roţii prin

intermediului unui rulment şi fixarea pe con a bolţului central al pivotului sferic.

Lagărul roţii îl reperezintă un rulment radial axial. Acesta poate fi cu bile dispuse pe 2 sau 4 rânduri sau cu role conice dispuse pe 2 rânduri, orientate faţă în faţă sau spate în spate.

Butucul roţii cuprinde alezajul de centrare, în care este montat rulmentul, flanşa de prindere

pentru roata şi discul de frână. Acestea se aleg constructiv în funcţie de spaţiul disponibil în interiorul

roţii.

59

5.4. Alegerea justificată a soluţiei constructive pentru puntea care se proiectează

Automobilele moderne folosesc pentru puntea faţă o punte fracţionată cu suspensie independentă, în general, de tip McPherson. Aceast tip de punte poate avea diferite caracteristici şi particularităţi constructive, în funcţie de performanţele dorite de proiectant.

Puntea fracţionată cu suspensie independentă de tip McPherson prezintă mai multe avantaje, din care se pot enumera următoarele:

- simplitate constructivă;

- masă nesuspendată redusă;

- ghidare bună a roţii (variaţie redusă a ecartamentului şi a căderii roţii);

- spaţiu transversal larg între roţi care permite amplasarea transversală a grupului motor- transmisie;

- permite dispunerea coaxială a arcului, amortizorului şi a tamponului elastic limitator de cursa care poate fi conceput şi ca arc suplimentar.

Ca dezavantaje ale acestui tip de punte se pot menţiona:

- construcţie complicată şi solicitări suplimentare pentru amortizor;

- articulaţia grupului elastoamortizor al suspensiei cu masa suspendată are o construcţie complicată;

Deoarece acest tip de punte este larg răspândit pe autoturismele moderne şi prezintă o serie de avantaje importante, soluţia constructivă de punte ce se va proiecta va fi o punte fracţionată de tip McPherson.

60

5.5 Prezentarea de detaliu a soluţiilor constructive adoptate pentru puntea din faţă

În concluzie, vom proiecta puntea față. Punte este fracționată si nemotoare. Astfel în conitnuare vom prezenta etapele de proiectare ale punții care este formată din brațul inferior al acesteia, pivotul brațului si portfuzetă.

Apoi vom solicita brațul inferior unei forțe echivalente cu jumătate din masa distribuită pe puntea față plus un adaos de siguranță. Puntea va fi solictata static, însă în condițiile cele mai nefavorabile. Acestea constau într-o încastrare în zona bucșelor, ceea ce este complet neadevărat, deoarece acea zonă oscileaza si are menirea de a ajuta brațul sa se miște liber. Totodata forța care va solicita bratul este egala cu 1500 N si este aplicată in extremitatea opusă încastrărilor, pentru ca momentul încovoietor sa fie cat mai solicitant pentru acesta.

Materialul folosit la construcția punții este oțel:

Proprietațile Oțelului:

Modulul Young: 2*1011 N/m2

Coeficientul Poisson: 0.266

Densitate: 7860 kg/m3

Date obținute in urma încercarilor de solcitare:

Solicitare maxima: 1.9*107 N/m2

Deplasare maxima: 0.269mm

61

Atât pentru construirea pieselor cât și pentru solicitarea acestora s-a folosit programul de proiectare asistata Catia V5.

Astfel au fost folosite urmatoare module:

Part Design;

Assembly Disegn;

Structural Analysis

62

Fig. 1. Reprezentarea ansamblului.

Fig. 2. Bratul punții față.

63

Fig. 3 Portfuzeta

64

Fig. 4. Reprezentarea solicitărilor Von Mises.

Se observa o solicitare maximă 1.9 *107 N/m2. Solicitare care este mai mică decât cea suportată maxim de material. Ceea ce presupune că materialul se deformeaza in zona elastic si nu este afectat plastic.

65

Fig.5. Vedere in partea de jos a brațului solicitat. Se observa ca partea cea mai solictată este jumătatea brațului.

Fig.6. Deplasările maxime ale brațului. Acestea au valearea de 0,269 mm si se afla in extremiteatea de actionare a fortei. Aceste deplasari demonstrează încă o data că deformațiile se află in zona elastica și că brațul punții nu este afectat.

66