vlad auto ii

8/10/2019 Vlad Auto II

1/40

1

Capitolul 1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei

principalei al primei trepte a schimbatorului de viteze

1.1 Predeterminareai definitivarea raportului de transmitere al transmisieiprincipale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se facedin conditia ca automobilul sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mairapida a SV, care este, in general, treapta de priza directa (la SV cu trei arbori) sau treaptasimilara acesteia, cu raportul de transmitere apropiat de 1(la SV cu doi arbori).

Se stie ca viteza variaza cu rapotrul de transmitere conform relatiei:

sk

rii

nrV

0

377.0 [km/h] (1.1)

iar pentru viteza maxima relatia devine:

sn

p

r

sn

vr

ii

nr

ii

nrV

00

maxmax 377.0377.0

(1.2)Unde - rreste raza de rulare: 286 [mm]

- i0este raportul de transmitere al transmisiei principale- npturatia de putere :3600 [rot/min]

- raportul de turatie : 1- isnraportul de transmisie in priza directa : = 1 - pentru SV cu 3 arbori- Vmax =120 km/h

Din relatia (1.2) rezulta: (1.3)Deci i0 predet=3.23Cum valoarea rapotrului de transmitere este mai mica decat 7 atunci rezulta ca se va

alege o transmisie principal cu o singura pereche de roti in angrenare.In cazul transmisiei principale simple

i0= (1.4)

Pentru definitivarea raportului i0se vor alege 3 variante de perechi de numere dedinti,pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematic a transmisieiprincipale (fig. 1.1)


2/40

2

Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoarea minima,care,insa ,estedependenta de raportul i0,predet. .In acest sens,pentru angrenajele conice se pot folosirecomandarile firmei Gleason,indicate in tabelul 1.1

Tabelul 1.1 Numarul minim de dinti Zp

*se poate alege chiar 11

Figura 1.1 Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple cu roti coniceunde:

-zpreprezinta numarul de dinti ai pinionului

- zcreprezinta numarul de dinti ai coroanei diferentialului

Astfel:pentru i0= 3.23 alegem Zp= 11 rezult dinti (1.5)

Astfel i01,ef = => i01,ef= 3.27 (1.6)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

||

(1.7 )

Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca douavariante de numar de dinti:

i02,ef == 3.18 (1.8)


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

zpmin 15* 12* 9 7 5 5


3/40

3

|| (1.9)

respectiv

i03,ef == 3.36 (1.10)


|| (1.11)Pentru cele 3 cazuri am ales Zc1=36 de dinti, Zc2=35 de dinti, Zc3=37 de dinti, iar

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

cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizoricomuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta.

Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foartemici,incepand de la pana la valoarea maxima de .

In tabelul 1.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoareunor turatii ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu formula:

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

trVV

VV

VVPP (1.12)

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru unanumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, secalculeaza cu relatia:

snk

p

rprii

nrV

0

377.0 (1.13)

Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 1.2 si s-a trasat apoi figura 1.2curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efectiv si pentruraportul predeterminat. Pe aceeasi diagrama s-a suprapus curba puterii rezistente totale ladeplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand viteza vantului este 0).


4/40

4

Tabelul 1.2 Valorile puterilor la roata in functie de viteza, pentru diferite valori ale

rapoartelor de transmitere

V [km/h] P0 [kW] P01 [kW] P02 [kW] P03 [kW]

0 0 0 0 0

20 23.38 23.65 23.03 24.28

40 44.58 45.07 43.96 46.16

60 62.68 63.28 61.92 64.62

80 76.77 77.35 76.03 78.6

100 85.92 86.31 85.41 87.09

120 89.22 89.2 89.18 89.03

130 0 0 0 0

Din calcul reiese ca puterea maxima ce poate fi furnizata la roata este de 89.22 kWdatorita randamentului transmisiei de 0.9. Dupa cum reiese si din figura 1.2 si din tabelul1.2 niciun raport de transmitere pentru transmisia principala nu face ca motorul sa atingaviteza maxima constructiva dupa puterea maxima, deci niciun raport nu suprasolicitamotorul.

Se alege raportul de transmitere cel mai mic, adica deoarece putereafolosita pentru atingerea vitezei maxime este cea mai mica.

Figura 1.2 Curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de

transmitere si curba puterilor rezistente

0

20

40

60

80

100

120

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140

P[kW]

V[km/h]

P0 [kW]

P01 [kW]

P02 [kW]

P03 [kW]

Prez


5/40

5

1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte

a schimbatorului de viteze

Raportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din urmtoarelecondiii:

invingerea pantei maxime, impusa prin tema; deplasare in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita;

solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

1.2.1 Determinarea lui is1din conditia de panta maximaimpusa prin tema

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime, pmax, sase faca cu viteza constanta, redusa.

Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

(1.14)unde:

rd=275 mmreprezinta raza dinamica a pneului;

() reprezinta rezistentaspecifica maxima corespunzatoare unei pante (impusa prin tema) cu

() () ,care este urcata cu vitezafoarte mica (din acest motiv s-a folosit doarf0);

Ga=4008 daNreprezinta greutatea totala a autovehiculului; i0=3,18 reprezinta raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in subcapitolul

anterior;

t=0,9 reprezinta randamentul total al transmisiei; Mmax= 30,5 daNm reprezinta momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (1.14) se obtine:

(1.15)


6/40

6

1.2.2 Determinarea lui is1din conditia de viteza minima stabilita

Acest criteriu presupune determinarea unui raport sufficient de mare al primeitrepte a schimbatorului de viteze pentru a dat posibilitatea deplasarii autovehicululuicu o viteza minima (aleasa Vmin=6 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier.

Pentru aceasta se foloseste relatia: (1.16)Se considera turatia minima nmin=0,2 np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine:

(1.17)

1.2.3 Determinarea lui is1dupa criteriul lucrului mecanic defrecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea depe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornireade pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale amotorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul avalorii raportului primei trepte:

(1.18)unde:

n0=0,75 np=2700 rot/min; ka=0,72 pentru motoarele Diesel; =525 pentru autocamioane si autobuze.

nlocuind, se obine:

(1.19)


7/40

7

Se observa ca acesta valoare ( )este cea care se va folosi in continuare sicare va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceastapermite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare)si permite rularea la o viteza chiar mai mica decat cea aleasa.

1.3 Etajarea schimbatorului de viteze

Etajarea rapoartelor se poate face dupa mai multe metode, fiecare astfel de metodaprezentand avantaje si dezavantaje specifice.

Treptele intermediare, cuprinse ntre treapta cu raport maxim i cea cu raport minim, suntcalculate n funcie de diferite criterii (acceleraie, consum combustibil, fiabilitate). O cutiede viteze nu poate s fie proiectat optim att din punct de vedere al acceleraiilor cat idin punct de vedere al consumului de combustibil.

Automobilele n general au cutii de viteze proiectate astfel nct s realizeze un compromisntre acceleraia n fiecare treapt, viteza maxim atins i consumul de combustibil. nschimb automobilele sport au cutii de viteze mai bine adaptate unui stil de conducere maidinamic, ce permit acceleraii mai puternice n fiecare treapt.

Etajarea dup criteriul intervalului constant de turaie al motorului pentru fiecare

treapt

La fiecare schimbare de treapt n sus, de exemplu 1/2, turaia motorului scade de la ovaloarea n2 la o valoare n1. Din punct de vedere al traciunii, pentru a exploata la maximcuplul motor, schimbarea treptei de vitez se face n jurul valorii de putere maxim (n2=nPmax). La trecerea n noua treapt de vitez este bine ca turaia rezultat s nu fie mai micde turaia de cuplu maxim (n1= nCmax), deoarece n jurul acestei valori rezerva de putere amotorului este cea mai mare.

Etajarea cutiei de viteze dup criteriul intervalului constant de turaie al motorului pentrufiecare treapt presupune c la fiecare schimbare n sus turaia motorului va scdea de lavaloarea n2la valoarea n1.


8/40


9/40

9

Figura 1.4 Etajarea cutiei de viteze dup criteriul intervalului constant de vitezpentru fiecare treapt

Reducerea intervalului de turaii din treptele superioare conduce la creterea puterii mediiutilizate n aceste trepte ce are ca efect capacitate de demarare superi oar i la viteze mari.Avantajul acestui tip de etajare este constituit de acceleraiile mai energice din ultimeletrepte. Dezavantajul este creterea consumului de combustibil n treptele superioare.

Acest tip de etajare se utilizeaz n cazul autoturismelor datorit capacitilor de demararen treptele superioare iar prin introducerea unei trepte suplimentare de supravitez (i < 1)consumul de combustibil la viteze mari poate fi redus substanial.

Pentru autovehiculul de proiectat vom alege etajarea in progresie geometrica avand invedere greutatea mare ( Ga= 4008 daN) si motorizarea diesel. Se urmareste in acest felobtinerea unor performante de consum cat mai bune, pentru a reduce dezavantajelecontructive aduse economicitatii datorate cerintelor din tema de proiectare si anumegreutatea mare si tractiunea 4x4.

1.3.1 Determinarea numrului minim de trepte de vitez

Determinarea numarului minim de trepte se realizeaza in functie de caracteristicepropulsorului (nmax, nM) si de raportul de transmitere al treptei 1 alese anterior.


10/40

10

( )( ) (1.20)unde:

isv1= 6,37, raportul de transmitere al treptei 1;nmax= 3600 [rpm] , turatia maxima a motorului;nM = 1800 [rpm], turatia de moment maxim;isn=0,97, raportul de transmitere n priz direct;

Valoarea minima obtinuta este de 3,67 si se va rotunji in plus la 4.Se va considera in continuare numarul de trepte n = 5 , deoarece se va aduga si o treaptade supravitez.

1.3.2.Determinarea rapoartelor de transmitere in fiecare treapta

Relaia 1.20 arat c rapoartele de transmitere sunt n progresie geometric icunoscndu-se i numrul de trepte Navem relaia:

(1.21)Inlocuind n formul obinemraia de etajare a schimbtorului de viteze:

(1.22)

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere este:

(1.23)

Astfel, rapoartele pentru cele doua trepte inermediare ( 2,3 i 4) sunt :


11/40

11

1.3.3.Trasarea diagramei fierastrau si evidentierea golurilor siacoperirilor

Pentru trasarea diagramei sunt necesare intervalele de variatie a vitezei si al turatiei

Vitezele superioare in cele 5 trepte ale schimbatorului se calculeaza conform formulei :

0

0.377 [ / ]Prsk

nr km h

i i

(1.22)

unde:

nP=3600 rpm , turatia de putere maxima;i0 = 3,23 , raportul de transmitere al transmisiei principale;isk= raportul de transmitere in treapta k;

rr= 0,286 m, raza de rulare ;

Vitezele inferioare se determina din conditia pe baza conditiei de interval de turatieconstant care implica egalitatea

Vk=Vk-1 (1.23)

V2 = V1= 18.86 V3 = V2= 30.50 V4 = V3= 49.25 V5 = V4= 79.58 n tabelul 1.2 se vor centraliza valorile vitezelor pentru fiecare treapt.


12/40

12

Tabel 1.2

Treapt [km/h] [km/h]1 - 18.862 18.86 30.5

3 30.5 49.254 49.25 79.585 79.58 120

Cu datele obinute n tabele, se traseaz diagrama evideniindu-se intevalele devitez pentru fiecare treapta. Diagrama este ilustrat n figura 2.

Figura 1.5 Diagrama fierstru

Principalul avantaj al acesui tip de etajare este acela c autovehiculul funcioneaz cu unconsum redus de combustibil dar are i dezavantajul c puterea motorului scade n treptelesuperioare i conductorul autovehiculului trebuie sschimbe ntr-o treapt inferioar n cazul ncare ntmpin rezistene la rulare mai mari.

0

20

40

60

80

100

120

140

0 400 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3600

V[km/h]

n[rot/min]

Diagrama fierstru

Treapta 1

Treapta 2

Treapta 3

Treapta 4

Treapta 5


13/40

13

Capitolul 2. Performanele de traciune

2.1.Caracteristica de traciune la sarcin total

2.1.1. Trasarea caracteristicii de traciune la sarcin total Ft(V) pentru treptele devitez 1,2...Ntr

Pentru studiul performanelor maxime, trebuie analizat variaia forei de traciunen funcie de vitez, atunci cnd motorul funcioneaz la sarcin total, iar schimbtorul deviteze este cuplat succesiv n toate treptele . Valorile se reprezinta grafic si definesccaracteristica de traciune a automobilului.

n ecuaia general a micrii rectilinii a autovehiculelor cu roi fora de traciune,atunci cnd este cuplat treapta k a schimbtorului de viteze, F tk, este generata demomentul motor Me, a crui mrime depinde de sarcina i turaia motorului:

() (2.1)unde:

isk= valoarea raportului de transmitere al schimbtorului de viteze k=1..5;t= 0,92 , randamenul transmisiei;rr = 0,286 m , raza de rulare;i0= 3,23, raportul de transmitere al transmisiei principale;

Pe de alt parte, viteza autovehiculului se poate exprima n funcie de turaia motorului i

rapoartele de transmisie iski i0. (2.2)Deoarece, conform formulei de calcul (2.1), pentru o anumit treapt a schimbtorului deviteze isk, fora de traciune la roat Ft este direct proporional cu momentul motorMe, alura curbei sale variaia va fi simlar cu cea a momentului motor Me.

Alura si valorile momentului motor se pot determina in mod similar caracteristiciiexterioare de putere calculate cu formula (1.12) folosind relatia dintre moment si putere(2.3)

(2.3)unde:

P= puterea teoretica dezvoltata de motor la turatia n;


14/40

14

Tabel 2.1-Puterea teoretic dezvoltat de motor la turaia n

Pe baza formulelor de mai sus i a datelor din tabelul 2.1 se realizeaztabelul 2.2 care va fifolosit pentru reprezentarea forelor de traciune pentru fiecare raport de transmitere nfigura 2.1

Tabel 2.2 Fora de traciune n funcie de viteza de deplasare

V1 V2 V3 V4 V5 Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5

3.77 6.1 9.85 15.91 25.56 20186.62 12485.92 7732.39 4785.21 2978.875.24 8.47 13.68 22.1 35.51 20649.92 12772.48 7909.85 4895.03 3047.24

7.33 11.86 19.15 30.94 49.71 21047.03 13018.1 8061.97 4989.17 3105.84

9.43 15.25 24.6 39.79 63.92 21179.4 13099.98 8112.67 5020.54 3125.37

11.52 18.63 30.09 48.63 78.12 20980.85 12977.16 8036.61 4973.48 3096.07

13.62 22.02 35.57 57.47 92.33 20385.18 12608.73 7808.45 4832.27 3008.17

15.72 25.41 41.42 66.32 106.53 19524.76 12076.54 7478.87 4628.31 2881.20

18.86 30.5 49.25 79.5 120 17406.82 10766.54 6667.60 4126.26 2568.66

unde: V1...V5 reprezint vitezele de deplasare n treptele 1,2,3,4 respectiv 5, n [Km/h]Ft1...Ft5reprezint forele de traciune n treptele 1,2,3,4 respectiv 5, n [N]

n[rot/min] 720 1000 1400 1800 2200 2600 3000 3600

P[ kW] 22,3 32,7 46,7 60,3 73 84 92,8 99,13


15/40

15

Figura 2.1 Forele de traciune n fiecare trept a schimbatorului de viteze, n funcie

de viteza de deplasare

Curbele forei de traciune sunt tangente la parabola ideala de traciune . Foramaximse obine n treapta I-a iar cea minimn treapta a 5-a. Aceastreprezentare se vafolosi la trasarea caracteristicii dinamice

2.1.2.Determinarea performanelor dinamice folosind caracteristica de traciune

Indiferent de treapta schimbtorului de viteze, rezistenele la naintare cresc cuviteza. La o anumit valoare a vitezei, curba rezistenelor intersecteaz curba forei detraciune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de foranecesar de traciune, deci aceasta este viteza maxim pe care automobilul o poate atingen treapta respectiv.

Pentru a putea pune n eviden performanele dinamice ale autovehiculului trebuiemai nti , sa se calculeze rezistenele la naintare pe care acesta le poate ntmpina , ianume rezistena la rulare, rezistena aerului i rezistena la pant(pentru panta maximaimpusa si pentru deplasarea n palier) , precum i puterile necesare nvingerii acestorrezistene.Conform relatiei (2.2) a bilantului de tractiune vom putea efectua calculul la traciune:

0

2500

5000

7500

10000

12500

15000

17500

20000

22500

0 20 40 60 80 100 120 140

Ft[N]

V[km/h]

Ft1

Ft2

Ft3

Ft4

Ft5


16/40

16

dparu lr

dparu lt

PPPPP

RRRRF

(2.4)unde:

Ftfora de traciune necesar pentru nvingerea rezistenelor la naintare;Rrul rezistena la rulare;Ra rezistena aerului;Rd rezistenala demarare;Rp rezistena la pant;Pr puterea la roat;Prul puterea necesar nvingerii rezistenei la rulare;Pa puterea necesar nvingerii rezistenei aerului;Pd puterea necesar nvingerii rezistenei la demarare;Pp puterea necesar nvingerii rezistenei la pant.

Pentru calculul rezistenei la rulare i pentru calculul rezistenei la pant vor fianalizate situaiile deplasrii n pant maxim a drumului modernizat pmax=8% cup=arctg(0,08)=4,57.

Pentru calculul rezistenei aerului se consider deplasarea autovehiculului cand nubate vantul (Vv=0km/h);

1) Rezistenta la rulare puterea necesara invingerii ei

Se considera insa cazul deplasarii pe o panta de 8 % , cu viteza constanta.

Se obtine astfel:cos [ ]rul a pR f G daN (2.5)

unde: este coeficientul de rezistenla rulare;

Gaeste greutatea totala autovehicului;

peste unghiul pantei;

Tabelul 3.1- Valorile lui ffunciede viteza de rulare,n km/h

V[km/h] 0 20 40 60 80 100 120 130f[-] 0.01611 0.01603 0.01618 0.01656 0.01718 0.018 0.01957 0.02

Puterea necesara nvingerii rezistenei la rulare se calculeazcu formula:

Prul=RrulV/360 [kW] (2.6)


17/40

17

2) Rezistena aerului puterea necesara nvingerii ei

Pentru determinarea rezistentei aerului, precum si a puterii corespunzatoare, vomconsidera cazul deplasarii fara vant si vom folosi urmatoarele formule:

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

unde:

k este coeficientul aerodinamic k=0.06125cx, cx=0,64; este aria sectiunii transversale a autovehiculului;

Vx este viteza relativa aerului fade autovehicul (Vx= Vautomobilntruct vitezavntului este nul);

2) Rezistena la pant puterea necesar nvingerii ei

Rezistenta si puterea la panta se determina pentru unghiul considerat anterior si sefoloseste formula (2.9), respectiv (2.10)

(2.9) (2.10)

Valorile rezistentelor si ale puterilor sunt centralizate in tabelul 2.2 si pe baza acestora serealizeaza figurile 2.2 si 2.3 in care sunt reprezentate curbele rezistentelor si ale puteriloraferente invingerii acestora


18/40

18

Tabel 2.2 Rezistentele si puterile corespunzatoare la rulare, aer si panta, in functie deviteza de deplasare

V

Rrul

[daN]

Ra

[daN]

Rp

[daN]

Prul

[kW]

Pa

[kW]

Pp

[kW]0 64.36 0 12.02 0 0 0

10 64.08 1.2363 12.02 0.22 0.034 0.3320 64.04 4.9452 12.02 0.88 0.275 0.6730 64.2 11.127 12.02 1.984 0.927 140 64.64 19.781 12.02 3.552 2.198 1.3450 65.28 30.908 12.02 5.605 4.293 1.6760 66.16 44.507 12.02 8.18 7.418 270 67.28 60.579 12.02 11.32 11.78 2.3480 68.64 79.124 12.02 15.09 17.58 2.6790 70.2 100.14 12.02 19.53 25.04 3.01

100 71.91 123.63 12.02 24.7 34.34 3.34110 75.91 149.59 12.02 31.54 45.71 3.67

120 78.19 178.03 12.02 38.67 59.34 4.01

FIgura 2.2 Rezistenele la rulare, aer i pantpentru p=8%, n funcie de viteza de

deplasare

0

50

100

150

200

250

300

0 20 40 60 80 100 120 140

R[daN]

V[km/h]

Rrul

Ra

Rp

R


19/40

19

Figura 2.3 Puterile necesare nvingerii rezistenelor n funcie de viteza de deplasare,p=8%

0

20

40

60

80

100

120

0 20 40 60 80 100 120 140

P[kW]

V[km/h]

Prul

Pa

Pp

P

0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

2250

0 20 40 60 80 100 120 140

Ft[daN]

V[km/h]

Ft1

Ft2

Ft3

Ft4

Ft5

R


20/40

20

Figura 2.4 Determinarea vitezei maxime a automobilului din condiia de echilibru

ntre fora de traciune isuma rezistenelor

Din grafic se poate observa cviteza maxim se atinge n treapta a 5-a, de supravitez iare valoarea de aproximativ 120 km/h.

2.2 Trasarea caracteristicii dinamice

Performanele de traciune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristicade traciune 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 detraciune din care se scade rezistena aerului i greutatea autovehiculului:

(2.11)Deoarece fora de traciune este dependent de vitez i de treapta n care este

cuplat schimbtorul, rezult c i factorul dinamic depinde de aceiai factori.

Caracteristica dinamic reprezint funcia care exprim dependena factoruluidinamic de viteza automobilului pentru toate treptele schimbtorului de viteze atunci cndmotorul funcioneaz la sarcin total.

Curba de variatie a factorului dinamic se poate construi plecand de la caracteristicafortelor de tractiune, cu ajutorul formulei (2.11) si este reprezentata in figura 2.5 iarvalorile pe baza carora a fost construita sunt centralizate n tabelul 2.3

Tabelul 2.3 Rezistenele la aer i factorul dinamic n funcie de viteza autovehiculului

Ra1 Ra2 Ra3 Ra4 Ra5 D1 D2 D3 D4 D5

0.17 0.46 1.19 3.13 8.08 0.50 0.311 0.192 0.118 0.07230.33 0.88 2.31 6.04 15.59 0.51 0.318 0.196 0.120 0.0721

0.66 1.73 4.53 11.84 30.55 0.524 0.324 0.200 0.1215 0.0691.10 2.87 7.49 19.57 50.51 0.528 0.326 0.200 0.120 0.0651.64 4.29 11.19 29.24 75.46 0.523 0.322 0.197 0.116 0.0582.29 5.99 15.64 40.84 105.3 0.508 0.313 0.190 0.110 0.0483.05 7.98 20.8 54.37 140.32 0.486 0.299 0.181 0.101 0.0364.40 11.50 29.98 78.30 178.02 0.433 0.265 0.158 0.083 0.019


21/40

21

Figura 2.5 Caracteristica dinamica autovehiculului.

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0 20 40 60 80 100 120 140

D[-]

V[km/h]

D1

D2

D3

D4

D5


22/40

22

Capitolul 3. Stabilirea schemei de organizare aschimbtorului de vitezei

determinarea numarului de dini al roilor dinate

3.1. Stabilirea schemei de organizare generala a S.V

Datorit faptului c autoturismul este echipat cu un motor dispus longitudinal i afaptului c traciunea este realizat cu ajutorul punii spate s-a hotrt proiectarea unuischimbtor de vitez cu 3 arbori. Dup cum s-a stabilit n capitolele anterioareschimbtorul de vitez v-a avea 5 trepte de vitez iarpenultima treapt va fi cea de prizdirect. Punctele de susinere ale arborilor vor consta n rulmeni conform figurii

Pentru roile dinate necesare mersului nainte se va utiliza o dantur nclinat cuprofil evolventic al dinilor, iar pentru roile dinate pentru dreapta de mers napoi se vaalege o dantur dreapt pentru facilitarea procesului de angrenare prin roata baladoare.Roile dinate vor fi: realizate direct din arbore, fixate prin caneluri pe arbori i roi dinatelibere; n funcie de treapta de vitez pe care o realizeaz. Roile dinate libere vor fimontate pe fusurile arborilor prin intermediul unor rulmeni cu ace.

n figura 3.1 este ntocmit schema cinematic a schimbtorului de viteze proiectatpe care se vor simboliza roile dinate, mecanismele de cuplare i lagrele.

Figura 3.1 Schema de organizare generala a schimbatorului


23/40

23

3.2 Determinarea distanei dintre axele arborilor i a modulului normal al danturii

Autovehiculele moderne folosesc roi dinate cu dini nclinai deoarece suntsilenioase i au un randament ridicat. Distana dintre axele arborilor C se predeterminutiliznd formula [..]: (3.1)unde:

-Mmaxmomentul motor maxim n [daN];

Pentru pstrarea distanei dintre angrenaje se folosete formula:

(

)

(

)

(

)

C ( ) ( ) (3.2)

Pentru determinarea numrului de dini se pune condiia ca distan dintre axe sfie aceiai pentru fiecare pereche de roi aflate n angrenare ise utilizeaz formulele:

(3.3)

(3.4)Unghiul de nclinare al dinilor roilor dinate se calculeaz cu formula:

(3.5)Modulul normal al roilor dinate se determin n funcie de tipul automobilului i dealoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utiliznd tabelul din figura 3.1. Adoptnd

din tabel diametrul pitch DP, modulul se determin cu relaia:

(3.6)


24/40

24

Dup predeterminarea modulului, se trece la determinarea numrului de dini ai roilordinate.

Figura 3.2 Date necesare pentru alegerea diametrului pitch [...]

Utiliznd formula (3.6) se determin distan dintre axe. Obinem:

Se adopt .Din tabelul prezentat n figura 3.2 alegem diametrul pitch. Conform figurii pentru

autoturisme pentru dantur nclinat DP=10. Aplicnd formula (3.6) determinm modululnormal al roilor nclinate:

Se adopt valoarea modulului .Cunoscnd distana dintre axe i modulul normal al roilor dinate se determin

numerele de dini ai roilor dinate pentru fiecare treapt a schimbtorului de viteze ,utiliznd formulele (3.3, 3.4, 3.5).

Treapta I

Alegem numrul de dini ai pinionuluiZp=10 dini.

Numrul de dini ai roii dinate rezult din (3.4) i avem

Unghiul de nclinare al dinilor este:

Treapta a II a

Calculm numrul de dini ai roii de pe arborele primar cu formula (3.3). Rezult:


25/40


26/40

26

Figura 3.3 Diagrama fierstru real

0

20

40

60

80

100

120

140

0 400 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3600

V[km/h]

n[rpm]

Diagrama fierstru real

Treapta 1

Treapta 2

Treapta 3

Treapta 4

Treapta 5


27/40

27

3.3.Determinarea numrului de dini i definitivarea raportului de transmitere pentrutreapta de mers napoi

Soluia pentru treapta de mers napoi se alege n funcie de posibilitile

constructive ale schimbtorului de viteze precum i de raportul de transmitere necesarobinerii unei fore de traciune suficient de mare i a unei viteze reduse de deplasare aautomobilului.

n cazul roilor de mers napoi vom alege roi cu dini drepi pentru a putea folosimecanismul de cuplare cu roat baladoare. Dei apar ocuri i zgomote n angrenare,folosirea limitat a acestora permite folosirea acestei soluii.

Raportul de transmitere n cazul mersului napoi se consider aproximativ egal cu celal primei trepte, din condiia de pant maxim, ce trebuie urcat n ambele sensuri.

Deoarece trebuie introdus o a treia roat n angrenare, pentru a schimba sensul de

rotaie, ntre roiile de pe arborele primar, respectiv secundar, trebuie s existe un spaiu.Existenta lui nu permite obinerea unui raport de transmitere identic cu cel al primeitrepte, ci cu puin mai mic.

Figura 3.3 Schema treptei de mers napoi


28/40

28

Cum raportul din prima treapt de vitez este isv1=5.3, iar numerele de dini sunt i , vom alege pentru treapta de mers napoi un raport detransmitere im=4.9 iar pentru pinion alegem i roata dinat .

Trebuie s se verifice dac diametrul de cap al roii dinate R1 nu se atinge cu

diametrul de cap al roii dinate R3. Pentru aceasta se va utiliza relaia geometrice de() (3.8)()

Roata dinat baladoare, necesar schimbrii sensului de mers spre napoi aautovehiculului, poate avea orice numr de dini pentru c nu influeneaz raportul detransmitere. Mai trebuiesc gsite cotele de poziionare ale acestei roi pentru a se afla npermanen n angrenare complet cu celelalte dou roi.

Numrul de dini adoptat ,pentru roata dinat intermediar, este zR2=17 dini. Cuajutorul relaiei de calcul geometrice 3.9 se vor determina R 1+R2, respectiv R2+R3, cotelenecesare determinrii axa de rotaie a roatei intermediare.

() () (3.9) () ()


29/40

29

Capitolul 4. Calculul i proiectarea mecanismului reductor

4.1.Calculul i proiectarea roilor dinate

4.1.1 Alegerea materialelor

Pentru roile dinate se folosesc n general oeluri nalt aliate pentru a reduce pe ctposibil dimensiunile i masa angrenajelor. De aceea vom alege ca material 18MoCrNi13.Acesta are ca limite de rezisten minime urmtoarele valori: c=750 MPa, P lim=400 MPa,H lim=1500MPa.

Deoarece pentru alegerea modulului am folosit metoda diametrului pitch, ce are capunct de plecare solicitarea la ncovoiere, vom considera dantura rezistent acestor tipuride solicitri.

Vom face verificri de oboseal la baz i la pitting a roilor dinate pentru treptelede vitez III i IV, deoarece sunt cele mai solicitate.

4.1.2 Determinarea parametrilor geometrici

Calculul parametrilor geometrici se face conform ndrumarului de proiectare altransmisiilor mecanice , urmnd ca valorile s fie centralizate n tabele.

Coeficinii ce vor fi calculai n acest paragraf sunt urmtorii:

- Unghiul profilului de referinte;

- Unghiul profilului danturii in planul frontal;- Unghiul de rostogolire frontal;- Suma deplasrilor specifice ale danturii roilor n plan normal;


30/40

30

Tabel 4.1 Calculul coeficienilor deplasrilor specifice ale danturii

Nr.crt.

ParametruSimbol

u.m.Formula

Angrenaj

Permanent

Treapta I

Treapta aII-a

Treaptaa III-a

Treaptaa IV-a

Treapta aV-a

1Unghiul profilului de

referin n [] - 20 20 20 20 20 20

2 Unghiul de nclinare [] Capitolul 3 20 20.36 17.75 22.68 20.36 17.75

3Unghiul profilului danturii n

planul frontal t []

tg narctg(tcos

)

21.17 21.21 20.91 21.52 21.21 20.91

4Unghiul de rostogolire

frontal wt [] 012

12

aarccos( cos )wt ta

20.1 21.38 21.08 21.69 21.38 21.08

5Suma deplasrilor specificeale danturii roilor n plan

normalxsn [-]

inv invwt tx (z z ' )sn j j 2 tg n

1.73 0.88 0 0 0.88 0.88


31/40

31

Tabel 4.2 Calculul elementelor geometrice ale angrenajelor

Nr.crt.

ParametruSimbol

u.m.Formula

PinionA.P. Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V

1 Numr de dini z Determinat anterior 18 10 13 19 25 332 Modul normal mn[mm] Determinat anterior 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5

3 Pas normal pn [mm] p mn n 7.853 7.853 7.853 7.853 7.853 7.853

4 Modul frontal mt[mm]mnmt cos

2,66 2,66 2,62 2,70 2,66 2.62

5 Pas frontal pt [mm] p mt t 8.3524 8.3524 8.2268 8.478 8.3524 8.2268

6 Diametrul de divizare d [mm] d m zt 47.88 26.6 34.06 51.3 66.5 86.46

7 Diametrul de baz db [mm] d d cos tb 44.67 24.81 31.77 47.86 62.04 80.66

8 nlimea capului dintelui ha[mm]*

0ah m (h x )a n n 6.825 4.7 2.5 2.5 4.7 4.7

9nlimea piciorului

dinteluihf [mm]

*

0fh m (h x )n nf

-1.2 0.925 3.125 3.125 0.925 0.925

9 nlimea dintelui h [mm] * *0a 0f h m (h h )n 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625

10 Diametrul de cap da[mm] d d 2 ha a 61.53 36 39.06 56.3 75.9 95.86

11 Diametrul de picior df [mm] d d 2 hf f 50.28 24.75 27.81 45.05 64.65 84.61

12 Limea danturii roii b [mm] Se adopta constructiv 45 45 45 45 45 45


32/40

32

Tabel 4.2 Calculul elementelor geometrice ale angrenajelor

Nr.crt.

ParametruSimbol

u.m.Formula

PinionA.P. Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V

1 Numr de dini z Determinat anterior 43 53 51 44 38 31

2 Modul normalmn

[mm]Determinat anterior 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5

3 Pas normal pn [mm] p mn n 7.853 7.853 7.853 7.853 7.853 7.853

4 Modul frontal mt[mm]

mnmt cos

2,66 2,66 2,62 2,70 2,66 2.62

5 Pas frontal pt [mm] p mt t 8.3524 8.3524 8.2268 8.478 8.3524 8.2268

6Diametrul de

divizared [mm] d m zt 114.38 140.98 133.62 118.8 101.08 81.22

7 Diametrul de bazdb

[mm]d d cos tb

106.7165 131.5343 124.6675 110.8404 94.30764 75.77826

8nlimea capului

dinteluiha[mm]

*

0ah m (h x )a n n 6.825 4.7 2.5 2.5 4.7 4.7

9nlimea piciorului

dinteluihf [mm]

*

0fh m (h x )n nf

-1.2 0.925 3.125 3.125 0.925 0.925

9 nlimea dintelui h [mm]* *

0a 0f h m (h h )n 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625

10 Diametrul de cap da[mm] d d 2 ha a 128.03 150.38 138.62 123.8 110.48 90.62

11 Diametrul de picior df [mm] d d 2 h

f f

116.78 139.13 127.37 112.55 99.23 79.3712

Limea danturiiroii

b [mm] Se adopta constructiv 45 45 45 45 45 45


33/40

33

Calculul forelor din angrenaj

n figura 4.1 se prezint forele care acioneaz ntr-un angrenaj

Figura 4.1 Fore care acioneaz asupra angrenajelor cu roi dinate

Forele care acioneaz sunt:

- Fora tangenial (4.1)- Fora radial

(4.2)- Fora axial (4.3)

Forele care acioneaz n angrenaje n toate treptele schimbtorului de vitez sunt data ntabelul 4.3.

Tabel 4.3

Treapta I Treapta II Treapta III Treapta IV Treapta Vrd[mm] 13.3 17.03 25.65 33.25 43.23

Ft[N] 72924.81 56952.44 37812.87 29169.92 22435.81Fr[N] 27930.2 21812.78 14482.33 11172.08 8592.915Fa[N] 26982.18 18224.78 15503.27 10792.87 7179.459


34/40

34

4.2.1 Arborele primar

Dupa cum se poate observa in figura 4.2 asupra arborelui primar actioneaza fortele dinangrenajul permanent si reactiunea Rc a lagarului anterior al arborelui secundar. Forteledin angrenajul permanent nu depind de treapta schimbatorului, modificandu-se doar Rc=.

Avand in vedere momentul mic de torsiune si solicitarile reduse la incovoiere arboreleprimar se va dimensiona cu relatia 4.2 fara a se mai verifica la incovoiere si solicitaricompuse

Figura 4.2 Schema forelor care acioneazasupra arborelui primar

dmin= 3 max2.38 M = 15,34 mm (4.4)

Din considerente tehnologice alegem diametrul arborelui primar dprimar= 20 mm

4.2.2 Arborele secundar

a. Determinarea reaciunilor din lagre.

Arborele secundar este ncrcat cu o singur for (descompus n cele trei direcii) datoritfaptului c n timpul ct schimbtorul de viteze se afl ntr-o treapt oarecare numai printr-o roatdinat de pe acest arbore se primete micarea de la arborele intermediar. Trebuie subiniat faptulca pentru fiecare treapt att forele, ct i distaneleI dintre punctul de aplicare al forelor i lagreau valori diferite, din aceast cauz trebuie efectuat calculul pentru fiecare treapt aschimbtorului.


35/40

35

Bazat pe tabelul 4.4 se vor calcula reaciunile din lagre pentru fiecare treapt de vitez dup cumurmeaz:

n planul orizontal:

(4.5)

(4.6)

n planul vertical:

(4.7)

(4.8)Reaciunile rezultate n lagre vor fi:

(4.9)

(4.10)

Figura 4.3 Reprezentarea forelor ce acioneaz pe arborele secundar

n tabelul 4.4 au fost centralizate valorile reaciunilor din lagrele arborelui secundarbazate pe relaiile de calcul 4.4 ... 4.10 , de mai sus.Lungimile l1, l2fiind adoptate din figura


36/40

36

4.6, innd cont ca limea tuturor roilor dinate este de 45 mmi c lungimea arboreluiintermediar este egal cu suma lungimilor arborilor primar i secundar.

Tabelul 4.4 Reaciunile lagrelor calculate tabelar.

Treapta

Reaciunird

[mm]l1

[mm]l2

[mm]n planul orizontal n planul vertical

RC [N] RF [N]RCH [N] RFH [N] RCV [N] RFV [N]

I 1330.5 12428.85 -307 3943.61 1365.5 13039.5 70.5 397.5 42.5

a II-a 2887 11630.33 290 3638.81 2901.5 12186.3 66.81 352.5 87.5

a III-a 11968 4360 3878.3 964.65 12580.61 4465.82 59.4 117.5 322.5

a IV-a 17524.9 1665.86 5791.5 -282.481 18457 1689.6 50.54 37.5 394.5

a V-a 10177.5 13705.75 3082.4 4433.703 10634 14405 40.61 252.5 187.5

Figura 4.6 Adoptarea diferitelor distane ntre elementele schimbtorului de viteze

b. Calculul arborelui secundar la ncovoiere i rsucire.

Pentru calculul arborelui la ncovoiere i rsucire trebuie determinate momentelencovoietoare, momentele de rsucire i n unele cazuri momentul ideal.


37/40

37

La calculul arborilor se stabilesc momentele de ncovoiere (Mi) i torsiune (Mt) pentrufiecare treapt a schimbtorului de viteze, lundu-se n consideraie situaia cea maidezavantajoas.

inndu-se cont c, momentul MiVare dou valori la limit datorit forei axiale care creazsalt n diagrama de moment, s-a ales valoarea cea mai mare n modul pentru crearea

tabelului 4.5.Datorit faptului c tensiunea echivalent (e) este dat de relaia 4.11, n continuarepentru calculul de rezisten se va folosi valoarea cea mai mare, din tabelul 4.5.

(4.11)Tabelul 4.5 Centraliazarea momentelor care solicit arborele secundar.

TreaptaMiV

[Nmm]MiH

[Nmm]Mt

[Nmm]Mi

[Nmm] Treapta I 167603.4 528226.3 969900 554178.6 1117059

Treapta a II-a 318396.51017654

9699001066300 1441423

Treapta a III-a311099.3 1406227

9699001440228 1736365

Treapta a IV-a-111439 657182.9

969900666564.3 1176866

Treapta a V-a831319.3 2569827

9699002700945 2869810

Se pune condiia la limit pentru a afla diametrul maxim al arborelui, considerndu-setensiunea admisibila (a) egal cu 166 MPa.

Utiliznd formula 4.12 se poate estima diametrul ca fiind:

(4.12)

Diametrul adoptat va fi de 56 milimetri.

c. Verificarea la strivire a canelurilor arborelui secundar.

Asamblrile canelate ale arborelui secundar se calculeaz la presiunea specific de strivireps cu relaia:


38/40

38

(4.13)

n care:- Mmaxmomentul motor maxim; Mmax=305 Nm;- israportul de transmitere pentru treapta considerat;- h nlimea canelurilor;- lclungimea asamblrii canelate;- z numrul de caneluri;- rmraza medie a asamblrii canelate;

n acest calcul se va considera lungimea canelat (lc) egal cu laimea danturii roilor de 45milimetri, nlimea canelurilor de 3,5 milimetri, iar numrul de caneluri este 12.Calculul se va efectua pentru perechea de roi dinate a angrenajului permanentdup cumurmeaz:


39/40

39

4.3.Calculul pentru alegerea rulmenilor

Alegerea tipului de lagr se face n funcie de:

- organizarea transmisiei - carter comun al cutiei de viteze si al punii motoare;- poziia motorului (transversal sau longitudinal), ce implic utilizarea unui angrenajcilindric sau conic pentru transmisia principal;- poziia cutiei de viteze - n prelungirea motorului sau n partea inferioara a acestuia;- tipul imarimea ncrcrilor - radiale, radial-axiale.

Lagarele cu alunecare(fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductorpe carter nu sunt utilizate n constructia cutiilor de viteza, deoarece necesita o ungere dinabundenta (sub presiune), realizabila, obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei.

Utilizate cu preponderen ca lagare la arborele cotit al motorului au fost adoptate i nconstrucia cutiilor de viteze amplasate transversal, n partea inferioara ale acestora.

Ungerea comuna a motorului i cutiei de viteze se realizeazde ctre pompa de ulei.Lagarele cu rostogolire(rulmenti) sunt cele mai raspndite n constructia cutiilor de

viteze, deoarece se adapteaza perfect ungerii prin barbotare.

n figura 4.7 se prezinto sinteza a lagarelor cu rostogolire utilizate n cutiile de viteze.

Figura 4.7 Lagare cu rostogolire utilizate n cutiile de viteze

Rulmentii au n componenta elemente de rostogolire - bile, role, ace - montate ntreinelul interior si inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile,ale lagarului.

n cazul n care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmentilor cu rolecilindrice sau cu ace poate sa lipseasca, astfel nct corpurile de rostogolire sunt n contactdirect cu un element exterior (ex. roata libera), sau interior (ex. arbore secundar).n acest


40/40

caz aceste cai de rulare neconventionale ndeplinesc cerintele severe de calitate si duritatenecesare bunei functionari.

Montarea rulmentilor este dependenta de tipul lor. La rulmentii cu bile sau cu rolecilindrice nu se monteaza niciodata cu strngere ambele inele, deoarece exista risculdeteriorarii lagarului prin diminuarea jocului de functionare. Pentru arbore (cazul general

al rulmentilor cutiei de viteze) inelul interior se monteaza cu "strngere", iar inelul exteriorcu " alunecare".

Rulmentii cu role conice, n general, se monteaza pe arbore n pereche si n opozitie, n "X".

vlad auto ii

Documents