Transmisii Pentru Autovehicule

Nonea Gabriel TA proiect

Nonea Gabriel TA proiect8405b

Cerine:

S se proiecteze transmisia mecanic (ambreiaj, cutie de viteze) + un element suplimentar al transmisiei(arbore planetar, transmisie longitudinal, transmisie final) la alegere pentru un automobil cu urmatoarele caracterisitici: Tipul automobilului:Autoturism; Caroseria:Hatchback; Nr. de personae (locuri):5 locuri; Vitez maxima n palier(Vmax):185 Km/h; MAC:Pmax=68KW, np=4000rot/min, Mmax=200Nm, nM=2000rot/min; Soluia de organizare:totul fa; Mas proprie:1350Kg;

Capitolul 1. Determinarea caracteristicii de turaie la sarcn total

Caracteristica de turaie, ne ofer informaii despre performanele motorului cu ardere intern, Influena motorului asupra dinamicitii i economicitii autovehiculelor este determinat de caracteristicile motorului. Parametrii de funcionare ai motorului cu ardere interna cu piston sunt exprimai cu ajutorulcaracteristicii de turaie exterioare, caracteristic cunoscut si sub denumirea decaracteristica de turaie la sarcina total. Avnd n vedere faptul c n timpul exploatrii autovehiculului funcionarea motorului are loc cu preponderen la sarcini pariale pentru o apreciere complet i corect a dinamicitii si economicitii este util i cunoastere caracteristicilor de turaie la sarcini pariale.Principalii indicii de apreciere globala a calitatilor motoarelor cu ardere interna cu piston utilizate la autovehicule sunt:puterea maxim(Pmax), momentul maxim(Mmax), momentul de putere maxim (Mp), turaia minim(nmin), turaia de moment maxim(nM), turaia de putere maxima (nP), turaia maxim (nmax).n continuare vom trata partea de calcul, unde vom calcula principalii indici de apreciere global a calitaii motoarelor cu ardere intern.

, (1.1)unde:, , reprezint coeficieni de modelare a caracteristicii de turaie la sarcina total

:; (1.4):

Pentru a putea calcula ecuaiile (1.2), (1.3) i (1.4), definim:

(5), este raportul dintre turaia de moment i cea de putere;

Din ecuaia (1.5), rezult:0,571.Urmnd recursivitatea, introducem parametrul calculat la ecuaia (5) i rezolvm ecuaiile (2), (3) i (4), dup cum urmeaz:

0,833;1,333;1,167;n continuare vom calcula puterea la turaie maxim cu ajutorul, parametrilor calculai la (1.2), (1.3), (1.4) i (1.5):P=25,403 Kw.

Avnd puterea calculat, singurul indice de apreciere global a calitaii motorului cu ardere intern este momentul la turaie maxim:[Nm] (1.6),unde P este putereamotorului si n este turaia motorului;

de unde rezult c N, unde M este momentul(cuplul).Folosind ecuaiile (1.1), (1.2), (1.3), (1.4), (1.5) i (1.6) calculm puterea i momentul n funcie de turaie, aceasta din urm folosind-o cu valori din 100 n 100 rot/min, rezultatele obinute se pot observa n tabelul 1.1.Cu ajutorul tabelului 1.1 putem indentifica momentul maxim la turaia corespunztoare a acestuia, momentul maxim la turaia corespunztoare a acestuia.Turaiile minime i maxime le-am ales arbitrar, avnd n vedere faptul ca motorul cu ardere intern al automobilului este un motor cu aprindere prin comprimare(M.A.C), am decis conform datelor primite n cerina proiectului, s caut un autovehicul cu acele specificaii, cautnd pe siteuri de specialitate automobilul ce se ncadreaz n ipotezele proiectului este PEUGEOT 307 HDi Cod motor DW10TD 8v n acest fel am decis s alegem plaja de turaie ntre 800 rot/min(nmin=turaia minima a motorului[footnoteRef:1]) i 5000 rot/min(nmax=turaia maxim a motorului), conform datelor stabilite de ctre productor. [1: ]

n ceea ce privete rezultatele obinute, din tabelul 1.1, pentru puterea maxima a automobilului, diferena ntre valoarea dat n cerina proiectului i cea obinut este de sub 0,5%, eroare ce se neglijeaz.Tot odat n cazul momentului maxim al motorului cu ardere intern, prelevat din tabelul 1.1, observm ca exist o diferen ntre valoarea primit n cerina proiectului i cea calulat, aceasta eroare de sub 5%, eroare ce se neglijeaz avnd n vedere c datele primite n cerina proiectului nu sunt neaprat n conformitate cu un automobil existent.

Legend:n=turaia motorului exprimat n rotaii pe minutP=puterea motorului exprimata n kilowatiM=momentul motorului exprimat n Nm

Tabelul 1.1 Valorile necesare trasrii caracteristicii de turaie la sarcin totalCu ajutorul datelor, calculate n tabelul1.1 pentru principalii indicii de apreciere globala a calitatilor motoarelor cu ardere interna cu piston, ne rezult graficul 1.1 n care se poate observa att caracteristica de putere ct i cea de moment.

n gragicul 1.1 se poate observa corelarea dintre indicii de apreciere globala a calitatilor motoarului cu ardere interna,dupa cum urmeaz: Momentul de putere la turaia de putere(193 Nm la 4000 rot/min) Puterea maxim la turaia de putere(67.37 Kw la 4000 rot/min) Momentul maxim la turaia de moment(203Nm la 2000 rot/min)Motorul studiat n acest caz fiind unul cu aprindere prin comprimare(M.A.C), are plaja de turaie mult mai mic dect un motor cu aprindere prin scnteie(M.A.S)Din graficul 1.1 se poate observa c att caracteristica de putere ct i cea de moment au forme concave(nu in ap), deoarece exist numai anumite intervale scurte de turaii n care puterea i momentul rmn cvasiconstante.In partea din dreapta a graficului se observa si actionarea regulatorului de turatie , operatiune sepecifica (M.A.C.).

Capitolul 2. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale(i0)

Transmisia este o sistem de agregat, mbinri i detalii, care asigur transmiterea i modificarea momentului motor i a vitezei unghiulare de la arborel cotit la roile de traciune.Transmisia principal a automobilelor face parte dintr-un sistem mai complex de transmisie a automobilului, care are rolul de transmitere a momentului motor la roile motoare, modificndu-i n acelai timp i valoarea n funcie de mrimea rezistenelor la naintare.Transmisiile principale pot fi simple sau duble.Transmisiile principale sunt constituite dintr-o singur pereche de roti dinate, conice(normale sau hipoide) sau cilindrice(la dispunerea transversal a motorului i transmisiei).Transmisiile principale duble sunt alctuite din dou perechi de roti dinate dispuse n acelai carter sau divizate, o pereche n punte i cealalta n butucul roii, cnd se mai numete i transmisie final.Predeterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale(i0pred), se face cu ajutorul urmatoarelor relaii:

(2.1);unde: i0pred este raportul de transmitere al transmisiei principale predeterminat; nVmax este turaia la vitez maxima; rr(raza de rularere) [mm],

unde:-(-raza liber a pneului;-raza exterioar a pneului);

--coeficient de deformare();

- [mm](-diametrul exterior al pneului);

-[mm]; -H-nlimea seciunii pneului exprimat n milimetrii;

-- diametrul de aezare al jantei exprimat n inch; Vmax este viteza maxim la care poate ajunge automobilul; este raportul de transmitere n treapta de priz direct, acesta are valoarea egal cu unitatea la transmisiile cu trei arbori i este cuprins ntre

Definim turaia la vitez maxim ca fiind:

[rot/min] (2.2);unde:

-[-] (2.3); avnd n vedere c motorul din datele proiectului este un M.A.C, atunci

Avnd n vedere faptul ca, reiese ca =3800rot/min.Lund n calcul urmatoarea tipodimensiune de pneu, dat de ctre fabricantul automobilului PEUGEOT 406 HDi, preluat impreun cu principalii indici derivai din aceast tipodimensiune din catalogul fabricantului de pneuri Continental, 205/65 R15 88H, avnd n vedere masa automobilului dar i puterea acestuia ct i momentul pe care l dezvolta motorul cu aprindere prin comprimare, efecund umrmtoarele calculule, avem:

Tabelul 2.1 Calculul principalilor indici ai tipodimensiunii pneuluiSimbol anvelopBu[mm]na[-]H[mm]De[mm]re[mm]rr[mm]

205/65 R15 88H2050,65124,8647,5323,8317,037

Legend:Bu-limea seiunii pneuluiDe-diametrul exterior al pneuluina-raportul nominal de aspectre-raza exterioar a pneuluiH-nlimea seciunii pneuluirr-raza de rulare a pneului

Cu ajutorul razei de rulare din tabelul 2.1, mpreun cu relaiile (2.2) i (2.1), reiese ca (2.3) pentru (pentru trei arbori);

(2.4) pentru (pentru doi arbori);

Avnd n vedere rezultatele obinute la (2.3) i (2.4) = Ri=Re*c, (4.5)

unde c = = 0.530.75. Se alege c = 0.6 si = 0.3; = = 112.52 mm. = 112.52*0.6 =80.62 mm.

Rm = = 91.464 mm

Se aleg diametrele garniturilor de frecare = 225 mm; = 168 mm;- Detereminarea momentului de frecare al ambreajului Momentul de frecare total se obtine prin relatia de mai jos in care se considera si p constante: Ma=0,66()Ma=0.66* *0.3*0.4*(225,32^3-168.6^3)=518Nm

Conditia de panta maxima :Se obine relaia:

(4.6)

unde:- = rezistena specific maxim a drumului=; -pmax = arctg (pmax)=>pmax = arctg (0,3) = 16,70;

-)=0,4.Avnd n vedere parametrii definii mai sus, dinrelaia (5.7) => isv1=4,23.

Conditia de viteza maxima in palier :Deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit:

(4.7)unde: - Vmin = 10[km/h].Din relaia (4.6) rezult c isv1 = 4.01.

Conditia licrul mecalnic la frecare al ambreiajului:

In cazul deplasrii pe un drum n palier:

(4.8)

unde:- ; turatia la vinteza maxima a autoturismului

-; -Psp=raportul dintre putere i mas =0,058 Kw/kg;

- .n continuare vom calcula lucrul mecanic de frecare:

(4.9)

unde:-Ip=momentul de inerie=; -ma=1800 [kg] (masa automobilului complet ncrcat cu pasageri i bagaje);

- (raportul de transmitere al transmisiei);

-[N]; omega este egala pi ori n

-[N];

-[Nm], momentul rezistent la arborele primar al schimbtorului de viteze;

- corespunde rezistenei specifice a drumului.

Din relaia (5.10) reiese c lucrum mecanic de frecare este [J].

n continuare vom calcula:[J](4.10)

unde:-[cm2]

Din (4.10)[J].

Intrucat masa volantului este mult mai mare decat a discului condus se neglijeaza cresterea temperaturii acestuia. Se calculeaza doar cresterea de temperature a partii conducatoare a ambreiajului (placa de presiune ) astfel: (4.9)

Unde: mca masa componentelor care se incalzesc; coeficient care tine seama de tipul ambreiajului (pentru ambreiaj monodisc ) c capacitatea termica a ambreiajului (c=0,115 kcal/0C)Pentru un autoturism cresterea de temperatura nu trebuie sa depaseasca 100C.6,140C

- Determinarea fortei de apasare

Forta de apasare F asupra discului ambreajului se determina din conditia ca momentul de frecare al ambreajului Ma sa fie egal cu momentul de calcul Mc. Rezultand astfel forta de apasare F asupra dicului fiind egala cu:

F= => F==8.940daN (4.5)

Capitolul 5 Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreajului5.1 Calculul prii conductoare a ambreajului 5.1.1 Calculul elementelor de legtur

Legturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primete momentul de torsiune al motorului. Aceast legtur trebuie s asigure, n afara rigidizrii n rotaie a pieselor, i mobiliti relative axiale necesare cuplrii, decuplrii i compensrii uzurii garniturilor. Exist mai multe soluii de fixare ntre discul de presiune i carcasa ambreiajului cum ar fi: fixarea prin umr, fixarea prin canelur i fixarea prin bride. Aleg sistemul de fixare prin bride.

Figura 5. Soluii de fixare ntre discul de presiune i carcasa ambreiajului [6]

La legtura prin bride, calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcas i respectiv de discul de presiune cu relaiile: pentru strivire d - diametrul nitului, d=4 mmz - numrul bridelor, z=7g - grosimea bridei, g=2 mmR - raza medie de dispunere a bridelor, R = 230 mm =19,64 Mpa

pentru forfecare =1,38 Mpa

5.1.2 Dimensionarea discului de presiuneFuncional, discul de presiune reprezint dispozitivul de aplicare a forei arcurilor pe suprafaa de frecare, component a prii conductoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri si eventualele prghii de debreiere i mas metalic pentru preluarea cldurii rezultate n procesul patinrii ambreiajului. Predimensionarea lui se face din condiia prelurii cldurii revenite n timpul patinrii fr nclziri periculoas.Discul de presiune se va fi confectionat din fonta cenusie. Asimilnd discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioar red = Re + (35 mm), raza interioar rid = Ri (35mm), Re si Ri fiind razele exterioar, respectiv interioar ale discului condus, se obine inaltimea necesar discului de presiune:,unde - red = 225+4,5 = 229.5 mm;rid = 168 -4,5 = 163.5 mm;

Rezult inaltimea necesar discului de presiune: = 14.54 mm

Se adopt 14.5 mm;

Figura 1. Model de disc de presiune , de pe automobilul Peugeot 307 2.0 hdi

5.2 Calculul partii conduse 5.2.1 Calculul arborelui discului ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiia de rezisten la solicitarea de torsiune determinat de aciunea momentului motor.Arborele va fi confectiona t din otel OLC-45. Diametrul de predimensionare este dat de relaia: = efortul unitar admisibil pentru solicitarea la torsiune. Adopt Mpa = coeficientul de sigura , = 1,3 Mm = momentul motor, Mm = 200 Nm Di = diametrul de fund al canelurilor =20,24 mmValoarea definitiv a diametrului urmeaz a fi determinat n funcie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelai, de diametru Di determinat, reprezentnd diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Astfel utiliznd caneluri triunghiulare care pot prelua sarcini cu oc, se adopt Di = 26 mm.

5.3 Calculul butucului discului condus cu arborele ambreiajului

Calculul mbinrii dintre arbore i butuc se face pentru stivire pe flancurile canelurilor cu relaia:

k = coeficientul de repartizare a sarcini pe caneluri, se adopt k = 0,8 pentru caneluri triunghiulare.z = numrul de caneluri, z=20l = lungimea de mbinare cu butucul discului condus, l = 25 mmh = nlimea canelurilor, h = 2 mmDi = diametrul de fund al canelurilor, Di = 20 mmDe = diametrul exterior al canelurilor,De = 25 mm

= 18,2 Mpa

Figura 1 . Butucul discului de frictiune similar celui calculat.

5.4 . Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Pentru calculul arcurilor care formeaz elementul elastic suplimentar, momentul limit care le solicit i care limiteaz rigiditatea lor minim se consider a fi momentul capabil atingerii limitei de aderen la roile motoare ale automobilului. Acest moment este dat de ralaia: Gad = greutatea aderen , Gad=1800 daN = coeficient de aderen, =0,8 ;rd = raza dinamic a roilor , rd=0,317 mi0 = raportul de transmitere al transmisiei principale, i0=2,38isv1 = raportul de transmitere al primei trepte de vitez, isv1 =4,05

Mc = 435 Nm

Dac Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor i dac se consider c toate arcurile (z=numrul de arcuri) particip n mod egal la preluarea momentului de calcul, fora de calcul este: (11.37)Mc = momentul arcurilor calculat mai susRmed = raza medie de dispunere a arcurilor ( Aleg Rmed = 50 mm )z = numrul de arcuri ( Aleg z = 6 arcuri )Fc = 1208 N

Din condiia ca amplitudinea unghiular pe care trebuie s o admit elementul elastic s se situeze n intervalul = ( 7 ... 10 )0 se obine pentru sgeata arcului, valoarea maxim: (11.38) fmax = 8,35 mm

n continuare, calculul arcurilor se face avnd n vedere recomandrile: indicele arcului c = 4...5; diametrul srmei de arc d = 2,5...4 mm; numrul total de spire ntsata

zv1 [ - ]21.554sat2>sata

zv2 [ - ]44.648b2 [mm]23

xn1 [ - ]0se alege!b1 [mm]28

xn2 [ - ]0se alege!dl1 [mm]29.887522

mt [mm]2.309401dl2 [mm]63.6878

d1 [mm]32.331615dA1 [mm]244.013436

d2 [mm]66.972631dE2 [mm]260.666144

db1 [mm]29.806226dl1zmin1

cn2 [mm]95.863685zv2>zmin2

cna [mm]0.2N1 [ - ]3

cn1>cnaN2 [ - ]5

cn2>cnaWNn1 [mm]15.350388

da1def. [mm]37se alege!WNn2 [mm]27.790768

da2def. [mm]70se alege!b1min [mm]12.675194

h1 [mm]4.834193b2min [mm]18.895384

h2 [mm]4.013685WNn1 se poate msura

at1 [ o ]36.334305WNn2 se poate msura

at2 [ o ]28.112879

B. Perechea de roti dintate caracteristica treptei a doua (2-2):Date iniiale

z118

z247A0.20

mn [mm]2

[ o ]27

a [mm]90

b2/d1 [ - ]0.70.361111

Tip joc11-neasigurat; 2-asigurat

Trat. termic21-imbuntire; 2-durificare

Elemente geometrice calculate

a0 [mm]72.951205sat1 [mm]1.286792

t [ o ]22.219688sat2 [mm]1.540253

wt [ o ]62.241162sata [mm]0.8

xsn [ - ]70.807sat1>sata

zv1 [ - ]25.447sat2>sata

zv2 [ - ]66.444b2 [mm]28


xn2 [ - ]0se alege!dl1 [mm]37.697712

mt [mm]2.244652dl2 [mm]101.969918

d1 [mm]40.403745dA1 [mm]209.380633

d2 [mm]105.498666dE2 [mm]251.355551


cn2 [mm]72.550667zv2>zmin2

cna [mm]0.2N1 [ - ]3

cn1>cnaN2 [ - ]8




h1 [mm]4.798128b2min [mm]25.933159



at2 [ o ]27.394662

C. Perechea de roti dintate caracteristica treptei a 3-a:Date iniiale

z123

z244A0.20

mn [mm]2

[ o ]23

a [mm]90

b2/d1 [ - ]0.70.291304




a0 [mm]72.786145sat1 [mm]1.60525

t [ o ]21.573983sat2 [mm]1.51377

wt [ o ]62.172773sata [mm]0.8


zv1 [ - ]29.488sat2>sata

zv2 [ - ]56.412b2 [mm]35


xn2 [ - ]0se alege!dl1 [mm]47.072462

mt [mm]2.172721dl2 [mm]92.156639

d1 [mm]49.972577dA1 [mm]215.742521

d2 [mm]95.599713dE2 [mm]245.615781


cn2 [mm]72.750144zv2>zmin2

cna [mm]0.2N1 [ - ]4

cn1>cnaN2 [ - ]7




h1 [mm]4.513712b2min [mm]20.604933



at2 [ o ]27.249221

D. Perechea de roti dintate caracteristice treptei a 4-a:Date iniiale

z129

z240A0.20

mn [mm]2

[ o ]19

a [mm]90

b2/d1 [ - ]0.70.237931




a0 [mm]72.975827sat1 [mm]1.773397

t [ o ]21.053834sat2 [mm]4.427178

wt [ o ]61.986204sata [mm]0.8


zv1 [ - ]34.307sat2>sata

zv2 [ - ]47.321b2 [mm]43


xn2 [ - ]0se alege!dl1 [mm]58.275906

mt [mm]2.115241dl2 [mm]81.276643

d1 [mm]61.342dA1 [mm]249.820543

d2 [mm]84.609654dE2 [mm]238.675822


cn2 [mm]72.545173zv2>zmin2

cna [mm]0.2N1 [ - ]4

cn1>cnaN2 [ - ]6




h1 [mm]4.329b2min [mm]16.000229



at2 [ o ]9.242497

E. Perechea de roti dintate caracteristica treptei a 5-a :Date iniiale

z136

z235A0.20

mn [mm]2

[ o ]15

a [mm]90

b2/d1 [ - ]0.70.197222




a0 [mm]73.504609sat1 [mm]1.843976

t [ o ]20.646896sat2 [mm]2.269737

wt [ o ]61.681729sata [mm]0.8


zv1 [ - ]39.946sat2>sata

zv2 [ - ]38.836b2 [mm]52


xn2 [ - ]0se alege!dl1 [mm]71.334164

mt [mm]2.070552dl2 [mm]69.287352

d1 [mm]74.539885dA1 [mm]233.903308

d2 [mm]72.469333dE2 [mm]230.583517


cn2 [mm]72.015334zv2>zmin2

cna [mm]0.2N1 [ - ]5

cn1>cnaN2 [ - ]5




h1 [mm]4.230058b2min [mm]12.156725



at2 [ o ]25.284754

8.9 Calculul arborilor schimbatorului de viteze

8.9.1 Fortele care actioneaza asupra rotilor unui angrenaj

In figura 5.2 se prezinta fortele care actioneaza asupra unui angrenaj de roti dintate cilindrice cu dinti inclinati, conform [2]. Calculul va fi efectuat pentru treptele 1, 3, 5 .

Figura 8.9.2 Fortele ce actioneaza asupra angrenajelor cu dinti inclinati

Relatiile pentru calculul fortelor Ft , Fr si Fa pentru treapta 1 sunt , urmatoarele: forta tangentiala Ft = = 157000*3.54/30 = 18526 N; forta radiala Fr = Fttg/cos = 3771 N; forta axiala Fa = Fttg = 10695 N ; unde = 30 (unghiul de inclinare al dintilor , = unghiul de angrenare )

8.9.2 Predimensionarea arborilor schimbatorului de viteze

Arborele secundar se predimensioneaza utilizand urmatoarea relatie:ds = 0.45*aw=40.5 mm (5.4)unde: ds este diametrul de fund al arborelui secundar; aw=90 mm distanta dintre axele arborilor;Se alege ds=40 mm din STAS.Arborele primar se predimensioneaza la fel ca cel secundar:

ds = 0.45*aw=40.5 mm (5.5)unde: di este diametrul arborelui intermediar; aw=90 mm distanta dintre axele arborilor;Se alege di=40 mm din STAS.Pentru verificare se va utiliza urmatoarea schema de calcul ,conform [5]:

Figura 5.2 Schema de calcul pentru verificarea arborilor cutiei de viteze

8.9.3 Verificarea arborelui secundar la incovoiere si rasucire.

Figura 5.3 Schema de calcul pentru verificarea arborelui secundar

Pentru verificarea arborelui secundar se foloseste schema de mai sus.Fortele din angrenare pentru fiecare treapta sunt calculate mai sus la punctul 5.2.1.Verificarea arborelui secundar la incovoiere si rasucire se va face pentru 3 trepte: a I-a, a III-a si a V-a.Treapta I

Reactiunile din lagare (plan vertical, orizontal si rezultanta) se calculeaza conform [2] cu relatiile:

N (5.6)N (5.7)N (5.8)

N (5.9)N (5.10)N (5.11)

unde: Ft1, Fr1, Fa1 fortele din angrenare ale treptei I; l5=451 mm, l4=85 mm, L2=536 mm distante pana la lagare, respectiv distanta totala luate din desenul de ansamblu al schimbatorului de viteze; RCH1,RDH1, RCV1, RDV1, RD1,RC1 reactiunile din lagarele C si D in plan vertical si orizontal si rezultanta acestora; rd1=66.3 mm raza de divizare al rotii dintate conduse din angrenajul treaptei I.Momentele de incovoiere maxime in plan vertical, orizontal si rezultanta se calculeaza cu relatiile:

Nmm (5.12)Nmm (5.13)

Momentul de incovoiere rezultant in treapta I se calculeaza cu relatia:Nmm (5.14)

Momentul de torsiune este: Mt=1644000 NmmMomentul echivalent care solicita arborele secundar conform teoriei a I-a de rezistenta se calculeaza conform relatiei:Nmm (5.15)

Figura 5.4 Diagramele de momente ale arborelui secundar

Pentru verificarea arborelui secundar la solicitarile din treapta 1 avem nevoie de modulul de rezistenta W care se calculeaza cu relatia:

w = 0.1 * ds3 = 6400 mm3(5.16)unde: ds=40 mm diametrul arborelui secundar.

Astfel se poate calcula tensiunea echivalenta a arborelui secundar la solicitarile din treapta intai:

MPa a=400 MPa (otel aliat) (5.17)

Treapta a III-a

Reactiunile din lagare (plan vertical, orizontal si rezultanta) se calculeaza cu relatiile:

N (5.18)N (5.19)N (5.20)N (5.21)N (5.22)N (5.23)

unde: Ft3, Fr3, Fa3 fortele din angrenare ale treptei a III-a; l5=298 mm, l4=238 mm, L2=536 mm distante pana la lagare, respectiv distanta totala luate din desenul de ansamblu al schimbatorului de viteze; RCH3,RDH3, RCV3, RDV3, RD3,RC3 reactiunile din lagarele C si D in plan vertical si orizontal si rezultanta acestora; rd3=42,35 mm -raza de divizare al rotii dintate conduse din angrenajul treaptei III

Momentele de incovoiere maxime in plan vertical, orizontal si rezultanta se calculeaza cu relatiile:

Nmm (5.24)Nmm(5.25)Momentul de incovoiere rezultant in treapta I se calculeaza cu relatia:Nmm (5.26)Momentul de torsiune este: Mt=1644000 Nmm

Momentul echivalent care solicita arborele secundar conform teoriei a I-a de rezistenta se calculeaza conform relatiei:Nmm (5.27)


w = 0.1 * ds3 = 6400 mm3 (5.28)unde: ds=40 mm diametrul arborelui secundar.

Astfel putem calcula tensiunea echivalenta a arborelui secundar la solicitarile din treapta intai:


Treapta a V-a

Reactiunile din lagare (plan vertical, orizontal si rezultanta) se calculeaza cu relatiile:

N (5.30)N (5.31)N (5.32)N (5.33)N (5.34)N (5.35)

unde: Ft6, Fr6, Fa6 fortele din angrenare ale treptei a VI-a; l5=31 mm, l4=505 mm, L2=536 mm distante pana la lagare, respectiv distanta totala luate din desenul de ansamblu al schimbatorului de viteze; RCH6,RDH6, RCV6, RDV6, RD6,RC6 reactiunile din lagarele C si D in plan vertical si orizontal si rezultanta acestora; rd6=30,22 mm -raza de divizare al rotii dintate conduse din angrenajul treaptei V.

Momentele de incovoiere maxime in plan vertical, orizontal si rezultanta se calculeaza cu relatiile:

Nmm (5.36)Nmm(5.37)

Momentul de incovoiere rezultant in treapta VI se calculeaza cu relatia:Nmm (5.38)Momentul de torsiune (vezi tab 5.2) este: Mt=1644000 Nmm

Momentul echivalent care solicita arborele secundar conform teoriei a I-a de rezistenta se calculeaza conform relatiei:Nmm (5.39)


w = 0.1 * ds3 = 6400 mm3 (5.40)unde: ds=40 mm diametrul arborelui secundar

Astfel putem calcula tensiunea echivalenta a arborelui secundar la solicitarile din treapta 5:


S-au ales pentru calcul treptele cele mai importante: I, III si V si in toate aceastea arborele secundar se verifica la incovoiere si rasucire.

8.9.4 Verificarea arborelui primar la incovoiere si rasucire

Conform predimensionarii facute si tipului schimbatorului de viteze , cu 2 arbori , nu este necesara conform [5]verificarea arborelui primar , acesta fiind mai putin solicitat decat cel secundar . Se pot determina solicitarile la incovoiere numai in treapta 1(solicitarile sunt celel mai mari) ,in 2 planuri conform schemei de mai jos [5] :

8.9.5 Verificarea canelurilor arborelui secundar la strivire

Tensiunea maxima la strivire a canelurilor se calculeaza cu relatia:

MPa as=90 MPa (otel aliat) (5.42)unde: s tensiunea maxima de strivire pe flancul canelurilor; Mmax=159000 Nmm momentul maxim al motorului;

mm inaltimea canelurilor;

di=40 mm diametrul de fund al canelurilor; de=45 mm- diametrul exterior al canelurilor; is1=3.54 raportul de transmitere al primei trepte; lc=50 mm lungimea asamblarii canelate; z=16 numarul canelurilor;

mm raza medie a partii canelate;

6. Alegerea rulmenilor

6.1 Arborele conducator

Forele rezultante din lagre sunt: n lagrul A:

daN n lagrul B:

daN

Fora axial exterioara (din angrenaj): FA=91,49 daN6.1.1 Durata de funcionare a rulmenilor

Se alege 1000000 ore.

6.1.2 Raportul

Se observ c 0,479 > e si 0,43 > e. Pentru rulmenii radiali axiali cu role conice e=0,260,88Rulmenii se monteaz n X. Aceti rulmeni se pot monta i n O. n acest caz se observ c la acelai gabarit L1 deschiderea arborelui L2 este mai mare rezultnd o stabilitate mai bun a arborelui. Apar ns alte inconveniente de natur constructiv, privind fixarea inelelor rulmentului, reglarea jocului, etc. 6.1.3 Sarcina echivalent

unde : V=1, se rotete inelul interior al rulmentului.Pentru e=0,34 rezult X=0,4 ; Y=1,8, kt coeficientul ce ine cont de temperatur la care vor lucra rulmenii (kt= 1 sub 100 0C);kd coeficient dinamic, pentru transmisiile cu roi dinate kd = 1 1,2.Se calculeaz rulmentul din lagrul B ntruct acesta este mai solicitat.Reaciunile axiale care apar n rulmeni se calculeaz astfel:

daN

daNFora axial rezultant ce acioneaz asupra arborelui este:

daN

Pentru calculul rulmentului 1 , daNSarcinile echivalente pentru cei doi rulmeni sunt:

daN

daN6.1.4 Duritatea nominal

Ih=1000000 ore

milioane rotaiin funcie de L se obine i raportul C/P=12,9. Rezulta astfel C = 1722,33 = 17,22 KN.Se aleg rulmenii radial axiali cu role conice simbolizai prin 30208 . Acesia au urmtoarele caracteristici: C = 49 KN, d=40 mm, e=0,31 , X=0,4, Y=1,9.Rulmenii se iau identici din motive constructive, pentru a se asigura la prelucrare coaxialitatea alezajelor.6.1.5 Verificarea fusurilor

Se verific fusul din lagrul 2 la ncovoiere i presiune de contact. Dimensiunile fusului sunt: d = 40 mm; l = 15,25 mm (l este laimea rulmentului).Efortul la ncovoiere:

daN/cm2

daN/cm2Presiunea medie de contact:

daN/cm2

daN/cm2

6.2 Arborele condus

6.2.1 Forele radiale rezultante n lagre

Forele rezultante din lagre sunt: n lagarul A:

daN

n lagarul B:

daN

Forta axial exterioar (din angrenaj): FA=91,49 daN6.2.2 Turaia arborelui

n=4200 rot/min6.2.3 Durata de funcionare

Se alege 1000000 ore.

6.2.4 Raportul

e = 0,28

Prin urmare > e. 6.2.5 Sarcina echivalent

Pentru e = 0,28, rezulta X=0.4; Y=1,9 reaciunile axiale care apar n rulmeni:

daN

daN

ntruct , rezultanta are sensul contrar forei axiale exterioare . Prin urmare fora axial rezultant este:

daN

daN sarcina echivalent este:

daN

Deoarece < e,

daN6.2.6 Durabilitatea de baz

n=4200 rot / min

=1000000 ore

rot/minn funcie de L se obine raportul C/P1=9,15.6.2.7 Capacitatea dinamic de ncrcare

daN

KNSe aleg rulmenii radial axiali cu role conice simbolizai prin 30208 . Acetia au urmtoarele caracteristici: C = 49 KN, d=40 mm, e=0,31, X=0,4, Y=1,9.

7.Solutii constructive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la schimbatoarele de viteze se poate obtine:-prin roti dintate cu deplasare axiala;-prin roti dintate cu angrenare permenenta si mufe de cuplare.Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala prezinta, din cauza vitezelor tangentiale diferite ale rotilor care urmeza sa angreneze, urmatoarele dezavantaje:-uzura rapida a dintilor rotilor dintate pe partea frontala si degradarea prematura a lor;-zgomot si socuri la cuplare;-dificultati pentru conducator la schimbarea treptelor.Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare simple poate fi:-cu mufa de cuplare cu dantura periferica;-cu mufa de cuplare cu dantura frontala.Cuplarea treptelor cu roti dintate angrenate permanent si mufe de cuplare simple se utilizeaza, de obicei, la treptele superioare ale schimbatorului de viteze care es folosesc cea mai mare parte din timpul de miscare al automobilului. Nici la aceasta solutie socurile de cuplare nu au fost eliminate ci numai deplasate de la dantura rotilor dintate la dantura mufei. Datorita faptului ca toti dintii mufei vin in contact in acelasi timp, uzura va fi mai mica deoarece sarcina preluata de un dinte este mult mai redusa.Intrebuintarea schimbatoarelor de viteze cu roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare simple prezinta si avantajul unei conduceri mai usoare a automobilului contribuind in acelasi timp si la marirea duratei de functionare a rotilor dintate prin descarcarea danturii principale. De asemenea nu a fost exclusa dificultatea, intalnita si la solutiile cu roti dintate cu deplasare axiala, de introducere a dintilor mufei deplasabile in golurile dintre dintii pinionului, precum si dezavantajul care consta in marirea momentului de inertie a pieselor care sufera o accelerare sau o decelerare la schimbarea treptelor.Cea mai importanta perfectionare a schimbatoarelor de viteze cu trepte cu arbori cu axe fixe o reprezinta sincronizatoarele.Sincronizatoarele sunt mecanisme speciale care realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la rotatie a lor.

Cele mai importante tipuri de sincronizatoare, dupa forma suprafetelor de frecare, sunt:-sincronizatoare cu conuri;-sincronizatoare cu discuri;Dupa principiul de functionare sincronizatoarele pot fi:-sincronizatoare cu presiune constanta;-sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare.Sincronizatoarele conice cu presiune constanta se folosesc mai ales pentru cuplarea treptelor superioare ale schimbatorului de viteze, care in exploatare se folosesc o parte mult mai mare de timp decat treptele inferioare.Principiul de lucru al sincronizatorului conic cu presiune constanta cuprinde doua etape:-sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui secundar cu a uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze;-cuplarea danturii coroanei cu dantura auxiliara a rotii dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa.Principalul dezavantaj al sincronizatorului conic cu presiune constanta il reprezinta faptul ca acesta nu poate sa asigure in orice conditii egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate care urmeaza sa se cupleze.Sincronizatoarele conice cu inertie inlatura dezavantajul celor cu presiune constanta. Acestea au o constructie mai complicata avand in plus dispozitive suplimentare de blocare care permit cuplarea treptelor numai dupa egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si pinionului.Datorita faptului ca sincronizatoarele cu inertie garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga raspandire in schimbatoarele de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor. Un astfel de sincronizator este in fig. 3.3.

7.2 Calculul sincronizatorului

Calculul mecanismelor de cuplare a cutiei de viteze se afecteaz diferenial,n funcie de construcia lor.mbinrile canelate ale roilor mobile i ale manoanelor de cuplare se verific la solicitarea de strivire i forfecare.Efortul de strivire maxim,pe flancul dintelui rezult din:=2.91N Unde: este momentul maxim transmis de mbinare = 18526Nk=0.75-coeficientul de ncrcare neuniform datorit abaterilor din prelucrareZ-numrul de caneluri =32-diametrul mediu al mbinrii 88 mm-aria suprafeei de strivire=6mmCalculul efortului de forfecare la baza canelurii se efectueaz dup relaia:

-laimea dintelui la bazDispozitivul de sincronizare se poate asimila cu un ambreiaj conic de friciune,al carui moment rezult din relaia :

Unde :F- fora axial de apsare;- coeficinetul de frecare;-unghiul de deschidere al conului;-diametrul mediu al suprafeei conice de friciune Acest moment de friciune trebuie s in echilibrul momentelor rezistente, formate din momentul de inerie al maselor n rotaie ,momentul de rezisten datorit barbotrii uleiului ,momentul de frecare din lagre i dispozitivele de etanarea .Dac aceaste momente sunt reduse la arborele intermediar,rezult relaia:

n relaia de mai sus,semnul plus corespunde schimbrii treptei de vitez de la mare la mic,iar semnul minus schimbarilor treptelor de vitez de la mic la mare.n concluzie ,regimul de lucru defavorabil pentru sincronizator este schimbarea treptei de vitez de la mare la mic.ntruct:

Unde :-este acceleraia unghiular- momentul de inerie redus al arborelui primar i al pieselor legate cinematic de el. Unde :k-este coeficient constant cuprins ntre (0,15-0,18)kgfm;- vitez unghiular a arborelui intermediar

Unde kgfmTimpul de sincronizare depinde,deci,att de mrimea maselor n rotaie ct i de calitile lubrefiantului din cutia de viteze i de viteza la care se face schimbarea de treapt.Dac se impune timpul de sincronizator pentru schimbarea la coborrea n pant din treapta K la treapta K-1 la o anumit vitez rezult momentul de frecare din sincronizator.Fora de apsare pe discul sincronizatorului va fi:

Unde: ;- raportul de transmitere din cutia de viteze la treapta K-raportul de transmitere al angrenajului permanentEvitarea cuplrolor asincrone ale treptelor de vitez se realizeaz utiliznd sisteme cu boluri de blocare,cu danturi de blocare sau fixatoare elastice.Ultima metod are dezavantajul c la fore de cuplare mari i cuplri rapide,fixatorul cedez favoriznd o cuplare asincrn cu zgomot.Prime doua metode au n schimb dezavantajul c blocarea devine eficient numai la foe de acionare mai mari i diferene de viteze unghiulare mari.Din aceast cauz,primele doua soluii se folosesc numai n combinaia cu a treia.Pentru determinarea modului de calcul al dispozitivului de blocare se consider un sincronizator cu boluri de blocare.Din motive constructive,la care se are n vedere n special uzura,se aleg ca materiale n friciune combinaia bronz-oel.Montarea sincronizatorului n interiorul cutiei condiioneaz o ungere abundent i din aceastcauz suprafaa de friciune conic se prevede cu un filet fin,care rupe pelicula de ulei.Pentru eliminarea uleiului din pelicul se execut canae orientate dup generatoarea conului.Aceste canale evit totodat asa numitee pene de ungere.n multe cazuri,la nituirea bolurilor de blocare n dicul de friciune,acesta din urm se umfl n dreptul mbinrii.Aceste umflaturi favorizeaz formarea penei de ungere,reducnd astfel eficacitatea dispozitivului de sincronizare.Evitarea fenomenului de mai se obine plasnd canalele longitudinale de evacuare chiar n dreptul bolurilor de blocare.Pentru proiectarea sincronizatoarelor se pot da orientativ urmatoarele valori:-unghiul conului de friciune ;-unghiul bolului de blocare ;-coeficientul de friciune pentru materiale:Oel i bronz (ungere static) =0.08...0.12;Oel i bronz (ungere,cu alunecare)=0.08...0.1Oel i oel (ungere static)=0.05;Oel i oel (ungere,cu alunecare) =0.01.n calcule nu s-a inut seama de existena fixatorului elastic.Acest lucru este motivat prin faptul ca fixatorul i sistemul de blocare lucrez pe rnd.Arcurile fixatorului se calculeaz n mod similar cu arcurile fixatoarelor tijelor de susinere a furcilor.Fora de calcul se consider fora A.Fixatoarele se monteaz alternativ cu bolurile de blocare.La cutiile de vitez combinate si uneori i la cutiile de vitez mecanice se folosesc pe scar larg cuplaje unilaterale.Aceste cuplaje permit cuplarea sau blocarea unor elemente din schema cinematic n mod automat.Calculul lor se bazeaz pe momentul de torsiune care trebuie transmis sau sprijinit.

Din figura XZY rezult schema de ncrcare a unui element de blocare a cuplajului unilateral cu role cilindrice.Arborele 1 se rotete cu viteza unghiular . Sub aciunea tamponului elastic 4 i al planului nclinat cu unghiul ,fa de raza care trece prin centrul rolei 3 i centrul arborelui 1,ia natere reaciunea R care se descompune n fora tangenial i fora N. Condiia ca cuplul M s fie transmis de la arborele 1 la arborele 2 prin intermediul rolei 3 este ca fora s in rola ntr-un echilibru stabil.

Condiia necesar ca rola s nu patineze rezult din:

Respectiv

Adic n relaia de mai sus a i x reprezint braele forelor ,respectiv ,n raport cu punctul de sprijin.n cazul unor presiuni mari,ntre suprafeele de oel se pot crea coeficieni de frecare ,ceea ce permite utilizarea unui unghi =12.Momentul capabil pe care poate s-l transmit un astfel de cuplaj rezult din:

Unde: z-numarul rolelor cilindrice- raza suprafeei interioare a cuplajului

Elemente de calculul transmisiei principale

Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare i verificare a angrenajelor de roi dinate, de dimensionare i verificare a arborilor i a rulmenilor.a. Determinarea momentului de calcul. Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se consider momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relaia relaia:M c M M icv1 ` ,(6.1)

n care: icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze n prima treapt; randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

' este

Pentru automobile cu mai mult de o punte motoare, cnd distribuiamomentului motor nu este precizat, momentul de calcul se determin prin reducerea la transmisia principal a momentului capabil la roi prin aderen cu ajutorul relaiei:

cM Z

max rd

,(6.2)

i0 ``unde: Z este reaciunea dinamic normal la puntea calculat; max =0,70,8- coeficientul de aderen; rd- raza dinamic a roii motoare; i0-raportul de

transmitere al transmisiei principale;

'' - randamentul transmisiei de la roile

motoare la angrenajul transmisiei principale calculate.b. Indicaii privind calculul de rezisten i dimensionare al angrenajelor hipoide. La angrenajele hipoide, pentru aceeai valoare a razei medii de divizare a coroanei, exist un numr mare de variante ale angrenajului hipoid. Proiectantul trebuie s determine grupul de angrenaje care satisfac condiia constructiv (z1, z2, Dd2 i E), iar n final s aleag acel angrenaj la care raza de curbur a dinilor corespunde posibilitilor de reglaj ale unui cap portcuite existent la maina de danturat i unei valori a unghiului (unghiul dintre axa cinematic i axa geometric a danturii), corespunztoare sculelor existente sau posibil de realizat, bineneles cu respectarea unghiurilor medii de nclinare med1 imed2, spre a menine forele ce acioneaz n lagre n jurul valorilor forelor axiale din lagrele arborelui secundar datorate angrenajelor de roi dinate ce formeaz treptele cutiei de viteze. In aceste condiii dimensionarea roilor componente solicit un volum mare de calcule, datorit necesitii de a se calcula prin tatonri un numr mare de angrenaje, din care se alege unul corespunztor.

1 2tg a1 sin 1

2 2tg a21 sin 2

1 f 2

ff cos

Pentru aceasta, calculul se desfoar iterativ, dup metode specifice dezvoltate n organe de maini. In aceste condiii, pentru predimensionarea transmisiilor principale simple cu angrenaje hipoide se prezint o metod simplificat de calcul, n care calculul de rezisten al danturi hipoide se poate face dup indicaiile de la angrenajele conice.

Mecanismele de putere ale punii motoare

213Fig. 6.12. Parametrii geometrici ai angrenajelor hipoide

Deplasarea hipoid E se determin n funcie de diametrul de divizare exterior al coroanei (roii conduse a angrenajului) cu relaia:E 0,25.Dd2(6.5)Dac Mc este momentul de calcul exprimat n Nm, diametrul de divizareDd2 se apreciaz orientativ cu relaia:

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME214

Mecanismele de putere ale punii motoare224

Dd 2 ( 0,27 0,31) 3 M c

(6.6)

Limea B a coroanei se determin cu relaia:1

B 0,125...0,166De 2

3 G2

(6.7)

n care G2 este lungimea maxim a generatoarei conului de divizare al roii conduse. Valorile inferioare se aleg pentru coroane cu diametre mari, iar cele superioare pentru coroane cu diametre mici.La angrenajele hipoide, n afara calculului indicat mai nainte, se face verificarea la ncrcarea specific pe 1 cm de lime a coroanei cu relaia:2 M

K cb D2

(6.8)

Dac Mc s-a calculat cu relaia (6.1), ncrcarea specific admisibil nu trebuie s depeasc 1150 MPa iar dac Mc s-a calculat cu relaia (6.2), ncrcarea specific admisibil are valorile de 600-750 MPa.Parametrii geometrici pentru angrenajele hipoide, utiliznd notaiile din figura 6.12, sunt prezentai n tabelul 6.4.

Tabelul 6.4Calculul parametrilor geometrici ai angrenajelor hipoide cu dini n arc de cerc i cu nlime variabilDenumirea parametruluiNotaiiRelaii de calcul

Coeficientul nlimii capului dintelui roii conduse

fa2Numrul de dini ai pinionului (z1)fa2

60,110

70,113

80,150

9200,170

Modulul normal mediumnmedDmedDmedm2 cos 1 cos21

Jocul radialjj=0,125hl+0,1hl- nlimea de lucru a dintelui

nlimea total a dinteluihh=hl+j

nlimea picioruluibb1=a2+j b2=fa2mnmd

nlimea capuluiaa1=hl-b=(1,9-fa2)mnmed a2=(2,137-fa2 )mnmed

Tabelul 6.4 (continuare)Denumirea parametruluiNotaiiRelaii de calcul

Unghiul capului dintelui, [rad]e2-pentru z1 92 fa2 sin cos e2z2m2 2-pentru z1 81,6 fa2 sin cose2z2m22

Unghiul piciorului dintelui, [rad]i2-pentru z1 92b2 sin cos i2z2m22-pentru z1 81,6b2 sin cos i2z2m22

Unghiul conului de divizare al pinionului1sin 1=cos 2 cos

Unghiul dintre proiecia normaleii axa coroaneitgE Rmed 2 Rmed1 cos

Valoarea aproximativ a unghiului dintre proiecia normalei i axa coroanei'tg' E Rmed 2tg2 Rmed1

Unghiul dintre proiecia normaleii axa pinionuluisin tg tg

Lungimea medie a generatoarei conului de divizareGmedGRmed1GRmed 2med1sin med 2sin 12

Diferena dintre unghiurile spiralei coroanei i pinionuluicos tgtg

Unghiul dintelui pinionuluimed2K 1tgmed1 k sin

Unghiul conului de divizarectg6E z1 Kd diametrul capului2dzcc 2portcuite

Unghiul dintelui coroaneimed2cos 1tgmed 2 k sin

Lungimea maxim a generatoarei conului de divizareG2G2=Gmed2+B/2

Lungimea minim a generatoarei conului de divizareGm2Gm2=Gmed2 B/2

Diametrul exterior al pinionuluiDe1D RB1 sin a cos e12med12111

Diametrul coroaneiDe2De2 2G2 sin 2 b2 cos 2

Distana de la planul mediu al roii conduse la axa pinionuluiI2I2=Rmed1cos

Distana de la planul mediu al pinionului la axa coroaneiI1I1= Rmed1cos

c. Indicaii privind calculul de dimensionare i verificare a arborilor i lagrelor. Calculul arborilor transmisiilor principale cuprinde: determinarea schemei de ncrcare a arborilor, calculul reaciunilor, calculul momentului de torsiune i ncovoiere, determinarea diametrului i verificarea la rigiditate.Pentru calculul forelor transmise la arbori de ctre roile n angrenare se consider fora normal de angrenare Fn care acioneaz la mijlocul dinilor (fig. 6.13) cu cele trei componente: tangenial Ft, radial Fr, i axial Fa.Fora normal i componentele ei dup cele trei direcii se calculeaz cu relaiile din tabelul 6.5. La danturi conice drepte, componenta radial Fr acioneaz spre axa roii, iar cea axial Fa , dinspre vrful conului de divizare spre roat. La danturi conice nclinate sau curbe, funcie de anumii parametri geometrici, componentele Fr i Fa pot avea i sensuri negative (tabelul 6.5).Pentru deplasarea nainte a automobilului cu nclinare spre dreapta a

Fig.6.13. Forele din angrenajul conic

dintelui pinionului de atac, schema de ncrcare a arborilor pentru determinarea reaciunilor din lagre este prezentat n

tabelul 6.10. Pentru calculul reaciunilor din 1agrele de montare n carterul transmisiei principale se utilizeaz relaii analoage celor stabilite la calculul reaciunilor din lagrele arborilor cutiilor de viteze.Pentru calculul reaciunilor axiale care acioneaz asupra rulmenilor cu role conice se folosesc, funcie de tipul montajului utilizat, relaiile din tabelul 6.6.F

Coeficienii y, funcie de limita raportului

e aV R

, au valorile y=0 pentru

Fa e , i y=0,4.ctg pentruVR

Fa e , unde: F VR

este fora axial din arbore; R -

arezultanta geometric a reaciunilor Z i Y (tabelul 6.7); - unghiul nominal de contact (unghiul dintre direcia de acionare a sarcinii pe bile i un plan perpendicular pe axa rulmentului).Pentru verificarea rigiditii transmisiei principale, pe baza schemelor din tabelul 6.6, se procedeaz ca la arborii din cutiile de viteze. Sgeile obinute se compar cu limitele recomandate (v. fig. 6.2). Avnd reaciunile din lagre, se poate face calculul pentru alegerea rulmenilor dup metoda prezentat la cutia de viteze.

Tabelul 6.5Relaii pentru calculul forelor din angrenajele ortogonale de roi dinateRoata conductoare (pinion)

2Mc1FFt ;Fa1 ttgn sin 1 sin m cos 1 ;Ddm1cos mFF2MFr1 ttgn cos 1 sin m sin 1 ;Fn tc1cos mcos m cos nDdm1 cos m cos n

SchemaSensul de:Semnul folosit n relaie pentru

nclinare a dinilorrotire a roiiFora axialFora radial

dreaptasens orar (dreapta)+-

dreaptasens antiorar (stnga)+-

stngasens orar (dreapta)-+

stngasens antiorar (stnga)+-

Roata condus (coroana)

2MFFt c2 ;Fa2 ttgn sin 2 sin m cos 2 ;Ddm2cos mFF2MFr 2 ttgn cos 2 sin m sin 2 ; Fn tc2cos mcos m cos nDdm2 cos m cos n

stngasens antiorar (stnga)-+

stngasens orar (dreapta)+-

dreaptasens antiorar (stnga)+-

dreaptasens orar (dreapta)-+

Tabelul 6.6Schema pentru calculul reaciunilor din lagrele transmisiei principaleSchema angrenajuluiSchema de ncrcare Pentru determinarea reaciunilor din lagreObservaii

Reaciunile axiale din rulmenii conici (XA,, XB,, XC, XD) se calculeaz dup indicaiile din tabelul 5.8

pDistana ntre axe A se stabilete innd cont de numrul de dini al roilor pentru angrenajul permanent i de modul cu relaia :

m zA p z'

,sau

m z pA

1 i p

,(4.23)

2 cos punde m este modulul normal;permanent.

2 cos pp - unghiul de nclinare al danturii angrenajului

innd seama de faptul c distana ntre arbori este egal pentru toate angrenajele cutiei dc viteze se poate scrie :

m z p 1 i p

mz11i1

m z 1 i

A 2 cos p

=2cos1

==

kk2 k

(4.24)

de unde zp.zk reprezint numrul de dini al roilor de pe arborele intermediar.Din relaia (4.23) se obine:

1z 2 A cos 1 ;.. z m 1 i1

2 A cos k

k1m 1 i (4.25)k

n care: 1 ...k

reprezint unghiurile de nclinare ale dinilor roilor dinate ale

angrenajelor succesive 1k dintre arborii ntermediar i secundar pentru realizarea treptelor de vitez.

zkAvnd determinat numrul de dini al roilor de pe arborele intermediar i cunoscnd rapoartele de transmitere, se determin numrul de dini al roilor de pe arborele secundar :

1z'

2 A cos 1 m i11 i1

; '

2 A cos k m

ik1 ik

(4.26)

innd seama de faptul c numerele de dini trebuie s fie ntregi, valorile date de relaiile (4.25), (4.26) se rotunjesc la numere ntregi, astfel nct rapoartele de transmitere s se apropie ct mai mult de valorile determinate prin calculul de traciune.Ca urmare a rotunjirii la ntregi a numerelor de dini ai roilor ce formeaz angrenajele cutiei, distanta ntre axe se modific pentru fiecare angrenaj.Pstrarea neschimbat a distanei ntre axe n urma rotunjirii numrului de dini se face prin dou metode i anume prin deplasarea profilului, sau prin corijarea unghiului de nclinare al danturii.Prin deplasarea profilului se obine, n afara realizrii distanei ntre axe impuse, o sporire a capacitii portante la ncovoiere a danturii i la presiunea de contact a flancurilor, reducerea alunecrii dintre flancurile roilor n angrenare (deci se reduce intensitatea uzurii) ; creterea gradului de acoperire al angrenajului.Mrimea deplasrii ,A, pentru corijarea distanei ntre axe, este :

m fA A 2

zz'

kkrr

(4.27)

unde zkr i zkr sunt valorile, rotunjite la ntreg, ale numerelor de dini ai roilor zk izkCorijarea unghiului de nclinare al danturii se face cu relaia :

cos

zkr z'kr m2 A

(4.28)

La alegerea nclinrii danturii roilor, pentru obinerea unor ncrcri ct mai mici axiale pentru arborele intermediar se va avea n vedere i relaia (4.2), referitoare la descrcarea arborelui intermediar de fore axiale.Pentru roile dinate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, procednd dup metodologia de mai nainte numerele de dini ale roilor de pe arborele primar sunt date de relaia:

z 2 A cos k

,(4.29)

km 1 i

cvk

iar pentru cele ale arborelui secundar :

z' 2 A cos k icvk

,(4.30)

km 1 i

cvk

unde icvk este raportul de transmitere al treptei k de vitez.La cutiile de vitez cu trei arbori i treapt de suprapriz, cea mai mic roata este roata, de pe arborele secundar, a angrenajului treptei de suprapriz. In acest caz, determinarea distanei dintre axe se face prin adoptarea pentru aceast roat a numrului minim de dini.Cunoscnd modulul normal, unghiul de nclinare al danturii i numrul de dini, se pot determina elementele geometrice ale roilor dinate i ale angrenajelor. Calculul geometric i cinematic se efectueaz conform STAS 12223 - 84 referitor la angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi nclinate n evolvent.

Simbolurile i termenii folosii n continuare sunt conform STAS 915-80 (tabelul 4.5).Pe baza datelor iniiale necesare, specificate n tabelul 4.5, calculul elementelor geometrie ale angrenajelor sunt prezentate n tabelul 4.6.Relaiile de calcul i indicaiile de aplicare sunt prezentate algoritmic, ceea ce uureaz transcrierea lor direct n programe de calcul automat pentru calculatoare electronice.Calculele geometrice i cinematice ale angrenajelor trebuie efectuate, de regul, cu precizie relativ mare. Pentru a evita erori dimensionale de calcul mai mari decit 0,001 mm, se recomand exprimarea funciilor trigonometrice cu o precizie de cel puin 67 cifre zecimale i realizarea calculelor, n general, cu o precizie similar.Datele iniiale privind definirea geometric a danturilor unui angrenaj pot aprea ntr-una din urmtoarele dou variante :-varianta A, care cuprinde n datele iniiale distana ntre axe, aw;-varianta B, care cuprinde n datele iniiale coeficienii normali ai deplasrilor de profil xn1 i xn2.n funcie de variant, dup o prim secven de calcule, devin cunoscuteaceleai elemente, iar calculele devin comune pentru ambele variante.b. Calculul de rezisten al danturii. Este un calcul de verificare, prin care, pentru momentele de calcul date, cunoscnd dimensiunile pieselor n seciunile de verificat, se determin efortul unitar real (efectiv), care se compar cu efortul admisibil al materialului utilizat. Calculul se face pentru solicitrile statice i dinamice tranzitorii. In acest caz, calculul angreanjelor se face succesiv:-n funcie de momentul maxim al motorului, redus la angrenajul calculat, fr s se ia n considerare sarcinile dinamice ce apar n timpul funcionrii. Eforturile unitare reale, obinute prin calcul, se compar cu eforturile unitare admise, ele putnd fi cel mult egale.In acest caz, influena condiiilor de funcionare ale automobilului, respectiv sarcinile dinamice tranzitorii care iau natere, este luat n considerare prin stabilirea unor valori mai mici ale eforturilor admise, prin adoptarea unor

coeficieni de siguran mai mari i atunci: rupere a materialului;

rad c

, unde r

este limitata de

-n funcie de valorile maxime (de vrf) ale momentului de calcul, care ia

.n considerare i solicitrile dinamice tranzitorii ce apar n timpul funcionrii. Valoarea momentului de calcul se stabilete n funcie de momentul maxim al motorului MM i de coeficientul dinamic de incrcare dinamic kd cu relaia: Mc=Mm kd.Avnd n vedere c influenele condiiilor de exploatare s-au luat n considerare prin coeficientul de ncrcare dinamic kd, eforturile unitare reale (efective), n acest caz, pot fi apropiate de valorile limitei de curgere a materialelor.

Tabelul 4.5Date iniiale necesare calculului geometric i cinematic al angrenajelor paralele cilindrice exterioare cu danturi nclinate n evolventNr. poz.Denumirea elementuluiSimbolFormula de calcul sau/i indicaia de adoptareMeniuni, standarde aferente

Date iniialeprivinddefinirea geometric a danturilor angrenajului1Numrul de dini : la pinion (1) la roat (2)zl z2Se indic prin tem Se indica prin tem

2Modulul normalmnSe indic prin tem conform STAS 822-82Dac se indic modulul frontal mt mn= mt cos

3Unghiul de nclinare de divizareSe indic prin tem

4Unghiul de presiune de referin normalnValoarea standardizat :n = 200STAS 821- 82

5Coeficientul normal al capului de referinh*anValoarea standardizat :h*= 200anSTAS 821- 82

6Coefieientul normal al jocului de referin la capul dinteluiValoarea standardizat :c* = 0,25nSTAS 821-82

7Coeficientul normal al nlimii de flancare a capului dinteluiSe indic prin temSe folosete ca dat iial numai la danturi flancate

8Coeficientul normal a1 adncimii de flancare a capului dintelui*aFnRecomandri n STAS 821-82Se folosete ca dat iniial numai la danturi flancate

OBSERVATII:1. Profilul de referin conform STAS 821-82 este profilul n seciune normal a cremalierei de referin. Dac parametrii definitorii se adopt n raport cu profilul frontal, se aplic relaiile:

n arctg tgt

cos;

*

hh*atan

*

nch* t

cos

cos

2. Datele iniiale de la poz. 7 i 8 se indic numai dac este cazul.3. Pentru parametrii de la poz. 4, 5 i 6 se pot adopta i alte valori. n asemenea cazuri sunt necesare scule de danturat cu parametrii corespunztori (nestandardizai).9AVarianta A : Distana ntre axeaWSe indic prin tem

9BVarianta B : Coeficientul normal de deplasare a profilului: la pinion (1) 1a roat (2)

xn1 xn2Conform STAS 6055-83.

Se indic prin tem Se indic prin tem

10Limea danturii: la pinion (1) 1a roat (2)b1 b2

Nr. poz.Denumirea elementuluiSimbolFormula de calcul sau/i indicaia de adoptareMeniuni, standarde aferente

Date iniiale privind definirea condiiilor de precizie ale dimensiunilor de msurare a le dinilor

1Treapta de precizie cinematicTPCSe recomand prin tem conform standardului de tolerane. Recomandri n STAS 12192-84Se recomand prin tem conform standardului de tolerane. Recomandri n STAS 12192-84STAS 6273-81

2Treapta de precizie dup criteriul funcionrii lineTPLSTAS 6273-81

3Tipul ajustajuluiTAJSTAS 6273-81

4Tipul toleranei jocului ntre flancuriTJPSTAS 6273-81

Date iniiale privind parametrii geometrici definitorii ai danturii cuitului-roat care se folosete la generarea roilor dinate cilindrice cu danturi exterioare nclinate (se indic nuimai n cazul danturii roilor prin mortezare cu cuit-roat)

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME164Tabelul 4.5 (continuare)

Cutii de viteze167

1Numrul de dini ai cuitului- roatz0Se indic prin tem2Modulul normal al cuitului- roatmn0Se indic prin temSeciunea 4.5.1 poz.23Unghiul de nclinare de divizare al cuitului-roat0()mn0= mn4Diametrul de cap al cuitului- roat (respectiv valorile limit ale acestuia)da00 = 5Unghiul de presiune de referin normal al cuitului roatn0Se indic prin tem mrimea msurat pe scul. La fabricaia de serie se vor avea n vedere limitele (da0max i da0min) ntre care poate varia dup reascuiri repetateSeciunea 4.5.1poz. 56Coeficientul normal al capului de referin al cuitului roath*= Poate avea valoare diferit de cea standardizat7Coeficientul normal al piciorului de referin al cuitului-roath*fn0Valoarea standardizat : h*= h* + can0annan0

n0n

OBSERVAIE - Dac parametrii definitorii se adopt n raport cu profilul frontal (indice,,t), se aplic relaii1e :mn0 = mt0 cos ; n0 = arctgtg t0cos;Semnificaiile simbolurilor :Mt0 -modulul frontal al cuitului-roat ;

h*t0 -unghiul de presiune de relerin frontal al cuitului-roat ;

h*at0 -coeficientul frontal al capului de referin al cuitului-roat;tt0 -coeficientul frontal al piciorului de referin al cuitului-roat.

Tabelul 4.6Calculul elementelor geometrice de baz ale angrenajelor paralele cilindrice exterioare cu danturi inclinateNr. Poz.Denumirea elementuluiSimbolFormula de calcul sau/i indicaia de adoptareMeniuni, respectiv standarde aferente

lADistana ntre axe de referinaA ( z1 z2 )m2 cosDac aw = A, atuncixns= 0,2AUnghiul de presiune de referin frontaltarctg tgn t2cos Poate fi dat initial.Se calculeaz:n = arctg tgt cos 3AUnghiul de angrenare frontal (unghiul de presiune frontal pe cilindrii de rostogolire)tWarccosa cos tWat Dac aw=a, atunci atW=at i se trece la poz. 8A.4AInvoluta unghiului tinv tinv t = tg t - tUnghiul t n radiani:0[rad]ttO1805AInvoluta unghiului tWinv tWinv tW = tg tW - tWUnghiul tW n radiani:0[ra]tWtWO1806ACoeficientul normal al deplasrilor de profil nsumatexnsx z1 z2 inv inv ns2 tgtwtn7ACoeficientul frontal al deplasrilor de profil nsumatextsx z1 z2 inv inv ts2 tgtwttsauxts xns cos 8ACoeficientul normal al deplasrilor de profil:la pinion (1)la roat (2)xn1 xn2Mrimea xns se repartizeaz pe cele dou roi dup criteriu admis, astfel nct s se respecte re1aia xn1+xn2=xnsCriteriile de repartizare nu fac obiectul prezentului standard9ACoeficientul frontal al deplasrilor de profil:la piniun (1)la roat (2)xt1 xt2xt1=xn1cosxt2=xn2cosCondiia de verificarext1+xt2=xts4.6.1.A Calculul elementelor geometrice de baz privind angrenarea n varianta A (fiind dat distana ntre axe aW)

W

4.6.1.B. Calculul elementelor geometrice de baz privind angrenarea n varianta B (fiind dai coeficienii normali ai deplasrilor de profil xn1 i xn2)1BCoeficientul frontal aldeplasrilor de profil: la pinion (1) la roat (2)xt1 xt2xt1=xn1cos xt2=xn2cosDac se d xt1 i xt2, se calculeaz xn1 i xn2:x xt1 ; xxt 2n1cosn2cos

2BCoeficientul normal aldeplasrilor de profil nsumatexnsxns=xn1+xn2

Nr. Poz.Denumirea elementuluiSimbolFormula de calcul sau/i indicaia de adoptareMeniuni, respectiv standarde aferente3BCoeficientul frontal al deplasrilor de profil nsumatextsxts=xt1+xt2Dac xts=0, atuncitW=t i se trece la poz. 8B.4BUnghiul de presiune de referin frontalttgt arctg n Poate fi indicat i ca dat iniial.n=arctgtgtcos5BInvoluta unghiuluiinv tinv t=tg t- tt 0 rad.1806BInvoluta unghiului de angrenare frontalinv tWinv 2xnstgn invinv 2xtstgt inv7BUnghiul de angrenare frontal (unghiul de presiune frontal pe cilindrii de rostogolire)tWtW=arc(inv tW)Se stabilete pe baz de tabel sau de program de calcul (n calculul automat)8BDistana ntre axe deaa ( z1 z2 )mn ( z1 z2 )mtreferin2 cos29BDistana ntre axeaWaa cos ttWDac xns = xts = 0, atunci aW = aWcos 4.6.2.Calculul elementelor geometrice genera1e ale roilor angrenajului

10Modulul frontalmtm mnDac mt este indicat ca dat iniial se determin mn=f(mt, )11Diametrul de divizare:- al pinionionului (1)- al roii (2)dl d2d z1mnsaud z m1cos 11 td z2mnsau d z m2cos 22 t12Raportul de transmi- terei12i z112z213Diametrul de rostogolire :- al pinionului (1)- al roii (2)dWl dw2d2aW 2aW z1W1i12 1z1 z2d2aW i12 2aW z2W 2i12 1z1 z214Coeficientul normal de modificare a distanei ntre axeyny aW aAnalog se poate defini si coeficientul frontal respectiv yt15Coeficientul normal de micorare a jocului de referin la capynyn = xns - ynAnalog se poate defini i coeficientul frontal yttcos

nmn

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME166Tabelul 4.6 (continuare)

Cutii de viteze169

Tabelul 4.6 (continuare)

Nr. Poz.Denumirea elementuluiSimbolFormula de calcul sau/i indicaia de adoptareMeniuni, respectiv standarde aferente16Diametrul de picior- al pinionului (1)- al roii (2)df1 df2d f 1 d1 2( h* c* x )mannn1ad f 2 d2 2( h* c* x )mannn2a17Inlimea de referin a dinteluihh ( 2h* c* )mannn18/1nlimea dintelui nescurtartathh ( 2h* c* )mannnLa angrenaje deplasate (xns0) determin micorarea jocului la cap (c1 < c i c2 < c)18/2nlimea dintelui scurtat (n scopul res- tabilirii jocului la cap egal cu cel de referin)hscd f 1 d f 2*sau hsc h yn mnLa angrenaje deplasate (xns > 1 sau (xns < 1) asigur realizarea relaiei cl =c i c2 = c.18/3nlimea dintelui scurtat parialhschsc h sc mn saud f 1 d f 2hsc aW 2c pcoeficientul de scurtare a capului dintelui sc se recomand sc 4yn. Pentru jocul la cap se recomand cp c19/1Diametrul de cap de referin (cu dini ne- scurtai)- ai pinionului (1)- al roii (2)da1da2*da1 d1 2( han xn1 )masauda1 = df1 + 2hda2 d 2 2( h* x )mann2asauda2 = df2 + 2hLa angrenaje deplasate (xns 0) determin micorarea jocului la cap cl i c2 fa de .jocul de referint la cap c.Dac zl + z2 < 30, jocul la cap poate chiar s dispar dac ynmn c).19/2Diametrul de cap scurtat (cu dini scurtai pentru a restabili jocul la cap egal cu cel de referin):- al pinionului (1)- al roii (2)dasc1 dasc2d asc1 d1 2( h* x y )mann1nnsaudasc1 = df1 + 2hscd asc2 d 2 2( h* x y )mann2nasaudasc2 = df2 + 2hscLa angrenaje deplasate (xns 0) asigur realizarea jocului la capul dinilor c1 i c2egal cu cel de referin c,deci: c1 = c,i c2 = c.19/3Diametrul de cap scurtat parial :- al pinionului (1)- al roii (2)dasc1dasc2dd 2(h* x y )masc11ann1nnsaudasc1 = df1 + 2hsc*d asc2 d 2 2( han xn2 yn )masaudasc2 = df2 + 2hscLa angrenaje deplasate (xns 0) se asigur compensarea parial a micorrii jocului la cap c1 respectiv c2; relaia : c1 c,i c2 c.hsc aW

2cn mn

OBSERVAII:Diametrele de cap ale roilor se pot stabili n cele trei variante de la poz. 19 (i anume 19/1, 19/2 i 19/3) n funcie de varianta adoptat pentru nlimea dinilor (poz. 18/1, 18/2 i 18/3). n cazul angrenajelor deplasate (xns 0) se recomand varianta 2 (sau 3). La angrenaje deplasate (xns 0) se recomand verificarea jocului la capul dintelui.Diametre1e de cap efectiv adoptate sunt notate n contiuare cu da1 i da2.

Agrenajele cuiilor de viteze se verific prin calcul la ncovoierea dinilor i la presiunea de contact, n condiiile solicitrii sub aciunea sarcinilor de regim i a sarcinilor dinamice (sarcini de vrf).Pentru calculul danturii exist mai multe metode, dintre care mai frecvent folosit este metoda lui Lewis.Aceast metod consider c ntregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grind ncastrat i c asupra dintelui acioneaz fora normal Fn dup linia de angrenare N-N i este aplicat la vrful dintelui (fig. 4.62).Fora nominal se distribuie pe fia de contact dintre dinii aflai n angrenare producnd ca solicitare principal presiuni specifice de contact.Componenta tangenial Ft = Fn cos cos solicit dintele la ncovoiere, seciunea periculoas fiind la baza dintelui de arie S B/cos .Funcie de momentul de torsiune Mc al arborelui, fora tangenial se detrmin cu relaia:

MFt c ,(4.31)Rdunde Mc este momentul de calcul, reprezentnd momentul la arborele roii conductoare a angrenajului.

Fig. 4.62. Definirea forelor din roile dinate cilindrice cu dantur nclinat

Componenta radial:

TRANSMISII MECANICE PENTRU AUTOTURISME174

Cutii de viteze170

F F

sin F

tg

(4.32)

rn cos

t cos

soloicit dintele la compresiune.Componeneta axial:Fa=Fn cos.sin=Ft tg (4.33)nu determin solicitri asupra dintelui.Calculul de rezisten la ncovoiere. Pe baza ipotezelor artate, efortul unitar efectiv de ncovoiere este dat de relaia :

ef

M iWi

Fn cos o h fB S 26 cos

Ft B 2

6 h fS 2

cos ecos o

Ft B m

y f ,(4.34)

h f6mn care y f

cos e

este un coeficient de form al dintelui (fig.4.63)

S 2

cos o

mi depinde de parametrii geometrici o, m, S, e, ai angrenajului (pentru angrenajem

nedeplasate, e=o); B=

cos

-limea roii.

Inlocuind fora tangenial prin expresia ei dat de relaia (4.31) se obine2 M c cos 2

ef

m3 z y

y f

(4.35)

unde z este numrul de dini ai roii conductoare, =1,42,3; yi- coeficient de repartizare al efortului i ine cont de gradul de acoperire.In tabelul 4.7 sunt date valori ale coeficientului gradului de acoperire, n funcie de mrimea gradului de acoperire frontal f i s suplimentar.Pentru calculul gradului de acoperire se utilizeaz relaiile:

2222

f

Re1 Rb1 Rr1 sin rf

Re2 Rb2 Rr 2 sin rf

cos ,(4.36)

respectiv:

m

s

sin of

B sin om

cos

(4.37)

unde Re1, i Re2 sunt razele cercurilor de vrf ale roilor din angrenajul calculat ; Rb1i Rb2 - razele cercurilor de baz ; rf - unghiul frontal de angrenare; f - unghiultg

frontal al profilului de referin ( ctgof

on ).cos

Fig.4.63. Coeficientul de form al dintelui

Coeficientul gradului de acoperire y

Tabelul 4.7

Valorile coeficientului y

sf

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de incovoiere (relaia 4.35), momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax i de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relaia:

Mc=Mmax.i`t(4.38)In cazul metodei Lewis, cnd se consider c ntreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte i se neglijaz efectul compresiunii axiale dat de componenta radial a forei normale, rezult o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionrii, n calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compar cu eforturile admisibile la ncovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de ncrcare ai se adopt, n mod convenional, cu valori mai ridicate celor definite din condiia de rezisten la valoarea nominal a momentului i anume:

ef

ai =r/c(4.39)

Pentru determinarea coeficientului de siguran se adopt valori n limitelec=1,52,0 la autoturisme de ora, i c=2,53,0 la autoturisme de tipul tot teren.La calculul de verificare al rotilor dinate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea brusc a ambreiajului i la frnarea brusc cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se detemin cu relaia:Mc=kd.MM .i`t(4.40)n care MM este momentul maxim al motorului; i`t-raportul de transmitere de la motor la angrenajul care se verific; kd-coeficientul dinamic. Pentru autoturisme de strad valorile coeficicntului kd se adopt n limitele kd = 1,5...2,0 iar pentru autoturismele de tip tot teren kd= 2.5...3,0. La automobilele cu transmisii hidromecanice kd=1 n cazul utilizrii ambreiajelor hidraulice i kd= k n cazul utilizrii hidrotransfotmatoarelor, k fiind cocficientul dc transformare al hidrotransformatorului.Valorile efective ale efortului unitar ef se compar in acest caz cu efortul unitar de curgere c al materialului roilor dinate.Calculul de rezisten la presiunea de contact. Sub aciunea solicitrilor de contact de pe flancurile dinilor pot aprea oboseala straturilor de suprafa (sub form de ciupituri, sfrmri i mai rar cojire) i deformarea plastic a flancurilor dinilor (sub form de laminare, ciocnire, ncreire, ridare).Evitarea apariiei primelor semne de oboseal a straturilor de suprafa pn la realizarea durabilitii prescrise, se asigur prin aplicarea calculului de verificare la solicitrile de contact nominale (de regim), adic, prin care se asigur realizarea condiiei pefc ac , unde pefc este efortul unitar efectiv pentru straturile de suprafa ale dinilor.Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utiliznd relaia lui Hertz :

p0,418

Fn E

,(4.41)

efc

B'

pacFM

unde Fn este fora normal din angrenaj: Fn

tcos o cos

c;Rd1 cos o cos

B-limea de contact a dinilor : B'

Bcos

; E - modulul mediu de elasticitate:

E 2

E1 E2

,E1 i E2 fiind modulele de elasticitate ale materialelor roilor

E1 Eangrenajului calculat; - raza curburii medii:

1 21 2

, 1

i 2

fiind razcle de

curburaleprofilelorcelordoidinidinangrenare:1=Rd1.sino.tge;2=Rd2.sino.tg e.n relaia (4.41), substituind mrimile de mai nainte i grupnd convenabil termenii, se obine :

py yy

i 1

M c i 1

(4.42)

efc

mfc

c A i

B2 i

pac

n care s-au notat: coeficientul de

material ym=0,418

2E ;(ym=8,57

n cazul angrenajelor din oel; ym=74 la angrenaje de roi din oel i font; ym=70 la angrenaje din oel i bronz); coeficientul de form n punctul de rostogolore1

y fc cos 2

o tgc

avnd valori

Fig.4.64 Coeficientul de form al dintelui pentru solicitarea de contact

n diagrama din figura 4.63.Influena gradului de acoperire asupra capacitii flancurilor s-a considerat prin coeficicntul yc cu valori date n diagrama din figura 4.65. Deformarea permanent a flancurilor dinilor la solicitrile de contact are loc cnd eforturile unitare de contact, fie datorit unor suprasarcini, fie datorit ungerii sau randamentului termic necorespunztor, depesc limita de curgere.Efectul suprasarcinii se consider n calcul prin efectuarea calculului la solicitri de contact de suprasarcini (sarcini de vrf), prin asigurarea condiiei:pefc pac lim,(4.43)

Fig. 4.65 Valori ale coeficientului de form n punctul de rostogolire

unde pefc este efortul unitar efectiv de contact, datorat suprasarcinii considerate; paclim - efortul unitar admisibil de contact, determinat din condiia evitrii defomrilor permanente de contact ale dinilor.Pentru calculul de rezisten la presiune de contact sub aciunea sarcinilor de vrf, n relaia (4.42) momentul Mc se nlocuiete cu momentul dinamic Md (relaia 4.40).c. Verificarea la durabilitate a angrenajelor. In afara unei rezistene insuficiente la sarcini nominale sau de vrf, scoaterea din funciune a angrenajelor n exploatare apare frecvent datorit depirii limitei de rezisten a materialului, provocat de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizat de capacitatea de funcionare ndelungat pn la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor i pn la apariia oboselii materialului.Pentru efectuarea calculului de durabilitate se consider c motorul dezvolt un moment mediu echivalent Mech, la o turaie medie echivalent ech.Momentul mediu echivalent se calculeaz cu relaia:

M ech i

M rmed cvmed t

,(4.44)

unde Mr med este momentul mediu la roile motoare; icv med- raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze ; t - randamentul mecanic al transmisiei.Pentru calculul momentului mediu la roile motoare se utilizeaz relaia:

F

GMr

Ga rr ,(4.45)

rmed

a medio

unde

Fr

este fora specific medie la roile motoare; G

- greutatea

aGa medautomobilului; rr - raza de rulare a roii; io- raportul de transmitere al transmisiei principale.Fora specific medie are valori cuprinse ntre 0,04...0,08 valorile inferioare fiind pentru drumuri asfaltate bine ntreinute, iar cele superioare la deplasarea pe drumuri de pmnt.Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icv med se determin cu

relaia :

icvmed

k nk icvkk 1k nk k 1

(4.46)

unde k este timpul relativ de utilizare a treptei de vitez k (tabelul 4.8), icvk-raportul de transmiterc n treapta k de vitez; n - numrul de trepte ale cutiei de viteze.

180

Documents

Transmisii Pentru Autovehicule