Construcția Transmisiilor Principale și a Diferențialelor Autoturismelor

Rezumat

Cuprins

Rezumat

Cap. 1 Nivelul tehnic actual în construcția transmisiilor principale și a diferențialelor autoturismelor

1.1 Rolul Transmisiei principale

1.2 Clasificarea transmisiilor principale

1.3 Rolul Diferențialelor

1.4 Clasificarea diferențialelor

1.5 Solutii constructive a transmisiilor principale

1.6 Solutii constructive a Diferentialelor

Cap. 2 Studiul autoturismelor similare cu cele din tema de lucrare și alegerea parametrilor contructiv și fungționării

2.1 Studiul autoturismelor similare cu cel din tema de lucrare

2.2 Alegerea parametrilor fungționari și cele constructive pentru tema de lucrare

Cap.3 Calculul performanțelor dinamice autovehiculului din tema de lucrara

3.1 Caracteristica exterioară

3.2 Caracteristica și bilanțul de tracțiune

3.3 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Cap.4 Calculul transmisieai principale

4.1 Date inițiale

4.2 Parametrii de bază ai angrenajului

4.3 Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

4.4 Dimensionarea arborelui secundar al cutiei de viteze

Cap.5 Calculul diferențialului

5.1 Date inițiale

5.2 Calculul parametrii roții planne

5.3 Calculul parametrilor roților dințate

5.4 Dimensiuni nominale de control

5.5 Roți dințate cilindrice analoage ( la conul frontal exterior)

5.6 Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

5.7 Calculul axei satelitului

5.8 Calculul diametrului arborelui planetar

Cap. 1 Nivelul tehnic actual în construcția transmisiilor principale și a diferențialelor autoturismelor

Cap. 1.1 Rolul Transmisiei principale

Transmisia principală are rolul de a multiplica momentul care iese din cutia de viteză și transmite mai de parte câtre arborii planetari prin intermediul diferențialului. Transmisia este situată între cutia de viteză și diferențial. Este alcătuit dintr-un pinion de atac si o roată dintată prin care se transmite momentul motor. In majoritatea cazurilor cele doua roti dintate sunt situate la un unghi de 90º.

Cap. 1.2 Clasificarea transmisiilor principale

Transmisiile principale se clasifică după numărul și modul după care sunt dispuse și după tipul angrenării.

Transmisiile principale după numărul și modul de dispunere pot să fie cu o singură treaptă. În acest caz avem o perece de roți dințate conice. Transmisii cu două trepte sunt alcătuite din două perechi de roți dințate din care o pereche sunt conice, prima treaptă iar a doua treaptă este cilindrică.

Dupa tipul angrenajelor poate să fie cu roți dințate cilindrice, conice (cel mai răspândite), sau cu roți melcați care în general sunt folosite la autocamioane, autobuze și utilaje grele.

Cap.1.3 Rolul Diferențialelor

Diferențialul este un mecanism care permite rotirea independentă a celor două roți motoare pe acelaș punte, una față de celălalt. Astfel în viraje și la neregularitățile calei de rulare, diferențialul permite roților motoare parcurgerea unei distanțe diferite.

Diferențialul este alcatuit dintr-o carcasă care este fixată la o coroană de la care preia mișcarea de rotație. În interiorul carcasei găsim roțile dințate sateliți și roțile dințate a arborelor planetare. În general avem două roți sateliți dar acesta poate varia in fugție de sarcina pe care trebuie să transmită. Angrenajele sunt conice în general doar depinde de soluția constructivă. În cazul diferențialelor autoblocabile găsim si perechi de roți melcați.

Cap. 1.4 Clasificarea diferențialelor

Diferențialele sunt clasificate după mai multe criterii cum ar fi după tipul angrenajelor, după locul unde se montează, după valoarea momentului transmis sau dupa principiu de fungționare.

După tipul angrenajului poate să fie cu roți dințate conice (cel mai utilizate) sau cu angrenaje cu roti dințate cilindrice sau cele autoblocabile cu combinații.

După locul de dispunere poate să fie de două tipuri. Diferențialul montat între roțile motoare pe acelaș punte sau între punțile motoare a autovehiculului.

După valoarea momentului de transmitere avem trei tipuri. Diferențiale simetrice unde ambele arbori de ieșire primesc acelaș moment. Diferențiale asimetrice când careva arbore de iesire are un moment mai mare de cât celălalt. Mai avem diferențialele variabile care permit variarea distribuției momentului intre arborii de iesire.

După principiu de fungționare avem variantele: diferențiale simple, diferențiale blocabile care sunt acționate de câtre conducătorul autovehiculului, permite solidificarea arborilor de ieșire împărțind momentul motor egal între cele două roți indiferent de aderența acestora.

Diferențiale autoblocabile care se autoblochează in cazul in care o roată motoare nu are aderență bună sau patinează. În momentul patinării datorită forțelor din angrenaje se poate realiza mecanisme cu ajutorul cărora putem să rezultăm solidificarea diferentialului partial sau total.

Cap. 1.5 Solutii constructive a transmisiilor principale

Transmisia principala are rolul de a transmite miscarea de rotație între cutia de viteză și diferențialul autovehiculului. Ele in fungție de destinație, puterea motorului, momentul motor, și solicitările la care sunt supuse, transmisiile principale pot avea diferite construcții.

Transmisia principală simplă este formată dintr-o singură angrenaj cu un raport de transmitere pentru a mari momentul transmis. Sunt alcătuite din două roți dințate conice în general cu dantură curbată care are avantajul fungționări mai silențios, rezistență mai mare. Dezavantajul lor este că la schimbarea direcției de rotație au uzurile și solicitările dintre dinți sunt mai mari. Totus se aplică mai des roțile cu dinți curbi pentru că sunt utilizate pe durate foare scurte de timp și distanță. În figura 1.1 sunt reprezentate cele doua tipuri de dantură: roată dințată cu dantură dreaptă (a) și roată dințată cu dantruă curbă (b)

Fig.1.1 – Angrenajele cu roți dințate conice cu dinți drepți și curbi

La utilajele grele, autoutilitare cu tonaj mare, și autobuzele pot avea transmisia principală cu ajutorul unor angrenaje melcate (fig 1.2). Angrenajele au avantajul că pot transmite puteri mult mai mari decăt roțile cilindrice dar au multe dezavantaje din cauza cărora nu le utilizează la autoturismele mici. Cele mai accentuate dezavantaje sunt cele dimensiunile de gabarit și uzura mare datorită forțelor de frecare din angrenaj.

Fig. 1.2 – Angrenaj melcat

Transmisiile principale se pot realiza și cu roți dințate cilindrice cu dinți drepți dar în prezent rar se utilizează datorită fungționării zgomotoasă, angrenarea dintre dinți nu sunt destul de fine cum sunt la cele cu roți cu dantruă curbă sau cele cu dantură înclinată. Transmisiile principale cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinaț este cea mai bună soluție constructivă pentu masini cu soluțiile totul în față sau totul inspate. Astfel de angrenaj este reprezentat în figura 1.3.

Fig. 1.3 – Transmisia principală și diferențial cu roți dințate cilindirce

În cazul unor autocamioanele, utilajele grele, se utilizează transmisii principale cu doua trepte pentru a asigura o forță mai mare la roată.

Cap. 1.6 Solutii constructive a Diferentialelor

Mecanismul diferențial este o componentă principală a unei autovehicul pentru că are un rol principal la viraje, denivelări al cai de rulare. Cu ajutorul mecanismului diferențial putem realiza să parcurgă distanțe difierite cele doua roți motoare pe acelas ax. El are rolul de a transmite puterea de la transmisia principală câtre roțile motoare, și permite rotirea roților motoare cu o viteză diferită care apare la viraje când cele doua roti parcurg drumuri diferite.

Astfel diferentialul are rolul de a reduce uzura pneurilor, crește stabilitatea în viraje.

În figura 1.4 este reprezentată diferențialul cu roți dințate cilindrice. Acest tip de diferențial nu prea se foloseste din cauza că are un gabarit mare și are o construcție mai complexă față de celelalte cu roți dințate conice.

Fig 1.4 – Diferential cu roți dințate cilindrice.

Diferentialul cu roți dințate conice sunt cele mai răspăndite soluții constructive la autovehicule. Ele sunt alcătuite din trei, patru sau mai multe roți. Acesta depinde de puterea pe care trebuie să transmită. În figura 1.5 este reprezentat un astfel de diferențial.

Fig. 1.5 – Diferential cu roți dințate conice

Diferențiale simetrice împart puterea totală în părți egale la roțile motoare. În condițiile optime puterea care intră în diferențial este împărțit în două dacă autovehiculu are o singură punte motoare. Construcția lor este simplu. Cele două roți dințate de ieșire sunt de aceias dimensiune. În figura 1.6 avem reprezentat un astfel de diferențial

Fig 1.6 – Diferențial simetric

Diferențialele asimetrice sunt utilizate în general la diferențialul principal care este situat între cele două punți motoare și are rolul de a repartiza puterea între cele două punți. În general la autovehicule cu ambele punți motoare (All Wheel Drive) au o repartiție de 40% pe față și 60% pe spate. În cazul diferențialelor asimetrice construcția se diferă numai în dimensiunea celor două roții dințate a arborilor planetare. Una îi mai mare decât celălalt.

Diferentialele blocabile au rolul de a solidifica cele doua arbori planetari. Acest lucru este de folos în cazul în care carosabilul nu are o aderență bună și roțile au tendința de a patina, sau în cazul împotmolirii când o roată patinează sau se învârtă în gol iar cealaltă rămâne fără forță de tracțiune. Diferentialele blocabile au posibilitatea ca conducătorul autovehiculelui să poate cupla blocarea diferențialului, asta însemnând că se blochează una dintre roțile planetare cu carcasa diferențialului care rezultă solidificarea a mecanismului. Din momentul acționări blocări puterea este egală la cele două roti motoare. Aceste mecanisme au dezavantajul că se poate cupla numai când autoturismul este în staționare. Figura 1.7 reprezintă diferențialul blocabil.

Fig. 1.7 – Diferențialul blocabil

Diferențialele autoblocabile sunt soluțiile intermediar între diferentialele simple și cele blocabile. Ele sunt prevăzute cu un mecanism de acționare automată care este acționată ori de forțele aparente în angrenaje, ori unor presiuni care apar in diferețial. Ele au avantajul că in viraje și în situațiile când nu trebuie să fie cuplată diferențialul nu îl cuplează. Cuplarea se apare numai în cazul când chiar trebuie să acționează blocarea. Un alt avantaj este că se cuplează automat când trebuie și nu trebuie să îl acționează soferul, și se poate cupla în timpul deplasări fără să se oprească din mers.

Diferețialele autoblocabile sunt de mai multe tipuri cu soluții constructive diferite, cu diferite mecanisme. Cele mai cunoscute sunt cele Torsen care au roți melcați care la o diferență mare de turație îl fănează pe cealaltă roată transmitănd forța la roata cealaltă. Diferențialul Torsen este reprezentată în figura 1.8

Fig. 1.8 – Diferențial auto blocabil Torsen

Alt tip de diferențial autoblocabil este cea cu discuri de frecare. El este inventat pe baza forțelor din angrenaje. La diferențe mari de turație apar niste forțe in angrenaje care împing rotile palanetare in exterior unde sunt situate discurile de frecare și la cuplare ele se blochează și realizează autoblocarea diferențialului. Acest tip de diferențial este reprezentată în figura 1.9

Fig. 1.9 – Diferențial auto blocabil cu discuri de frecare.

Un alt tip sunt cele acționate de câtre forțele centrifuge. Ele sunt prevăzute cu o pârghie care la diferențele mari de turație cuplează niște ghiare care realizază blocarea diferențialului. Acest mecanism este reprezentat în figura 1.10.

Fig. 1.10 – Diferențial auto blocabil cu acționare centrifugă

Cap. 2 Studiul autoturismelor similare cu cele din tema de lucrare și alegerea parametrilor contructiv și fungționării

Cap. 2.1 Studiul autoturismelor similare cu cel din tema de lucrare

Pentru elaborarea cea mai bună a temei de lucrare sa efectuat compararea mai multori autovehicule cu parametri asemănătoare. Rezultatele se găsesc în tabelul 2.1

TABEL 2.1 Autoturismele cu caracteristici similare

Cap. 2.2. Alegerea parametrilor fungționari și cele constructive pentru tema de lucrare

Parametrii fungtionari determină caracteristicile dinamice a autovehiculului cum ar fi puterea motorului, turația de putere, momentul maxim dezvoltat de motor, turația de momement, viteza maxima.

Parametrii constructive se aleg în fugtie de mai multor criterii cum ar fi destinația autovehiculului, cerințele de exploatare, confortul și siguranța pasagerilor.

Parametrii fungționari adaptați în tema de lucrare după studiul tabelului anterior(Tabel2.1):

Motor: -Motor transversal

-Capacitatea cilindrică: 1397 [cmc]

-Puterea maximă a motorului: 75 [kW]

-Turația de putere maximă: 6000 [rot/min]

-Momentul maxim: 143 [N.m]

-Turația de moment maxim: 4000 [rot/min]

Transmisia:

-cutia de veteză cu șase trepte (6+1)

-rapoartele treptelor de viteze a cutiei:

– icv1 = 3,77

-icv2 = 2,05

-icv3 = 1,37

-icv4 = 1,04

-icv5 = 0.94

-icv6 = 0.81

Anvelope: 195/60 R16

Parametrii constructivi adaptați în tema de lucrare după studiul tabelului anterior(Tabel2.1):

Lungimea: 4419 [mm]

Lățimea: 1814 [mm]

Înălțimea: 1510 [mm]

Ampatament: 2685 [mm]

Ecartament față: 1544 [mm]

Consolă față: 850 [mm]

Ecartament spate: 1558 [mm]

Consolă spate: 884 [mm]

Garda la sol: 140 [mm]

Masa maximă autorizată: 1885 [kg]

Masa proprie: 1288 [kg]

Masa utilă: 597 [kg]

Cap.3 Calculul performanțelor dinamice autovehiculului din tema de lucrara

Cap. 3.1 Caracteristica exterioară

Caracteristica exterioară reprezintă diagrama de momement și a puterii în raport cu turația arborelui cotit. Caracteristica exterioară se poate determina prin experimente sau analitic cu ajutorul unor formule.

Determinarea prin relațiile analitice:

Mp = [ N.m]

Mp = =119,42 [ N.m]

Unde: Mp – momentul la puterea maxima

Pmax – puterea maxima

np – turația de putere

Coeficientul de elasticitate a motorului:

Ce =

Ce = =0,66

Coeficientul de adaptabilitate (suplețe):

Ca =

Ca = =1,13

Me = MP [N.m]

Me = 119,42 [N.m]

Unde: α, β, δ – coeficienți ale caror valoari se pot calcula cu următoarele relații stabilite empiric pe baza determinărilor experimentale :

α =

α = =0,27

β =

β = =1,54

δ =

δ = = 1,18

Puterea efectiva în fungție de momentul motor

Pe = [ kw]

Sau se poate cu formulele

Pe=

Me=

Rezultatele sunt introduse in TABELUL 3.1 și diagrama pe Figura 3.2

Fig. 3.1 – Caracteristica externa a motorului

Tabel 3.2. – Rezultatele calculelor pentru caracteristica exterioară

Cap. 3.2 Caracteristica și bilanțul de tracțiune

Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul forțelor care se acționează pe autovehicul la mersul rectilinie pe un carosabil cu suprafața oare care, cu motorul in regim de sarcină plina.

Bilanțul de tracțiune se utilizează pentru determinarea forței disponibile pentru accelerare , a vitezei maxime , a pantei maxime pe care poate să o urce autovehiculul , sau a rezistențelor la înaintare pe care le poate învinge autovehiculul cu o anumită viteză de deplasare .

Ecuația bilanțului de tracțiune este :

FR = Rr+ Rp+ Ra+ Rd

unde : Fr – forța tangențială

Rr – rezistența la rulare

Rp – rezistența la pantă

Ra – rezistența aerului

Rd – rezistența la demarare

Variația forței la roată se variază în fungție de turația și momentul motor. Acesta se reprezintă pe un grafic formând din variația forței tangențiale si a vitezei în fie care treaptă de viteză.

FR = [N]

unde: Me – este momentul motor efectiv

i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale

icv – raportul de transmitere al schimbătorului de viteze aferent treptei selectate

tr – randamentul total al transmisiei autovehiculului (pentru autoturisme se consideră tr = 0,91 – 0,93) se adoptă tr= 0,93

rr – raza de rulare a roților motoare

rr=r0λ

unde: λ – coefficient de deformare a pneului

λ=0,930…0,935 se adopta λ=0,930

r0 – raza liberă a roții

r0=

unde: Dj – diametrul jantei roții exprimat în țoli

H – înălțimea secțiunii anvelopei

B – balonajul anvelopei

r0= = 320,2

rr=320,20,930= 297,78 [mm]

Viteza autovehicului se calculeaza cu relația:

Va = 0,377 [km/h]

Rezultatele sunt cuprinse in tabelul 3.3. si figura 3.4.

Figura 3.4 – Caracteristica forțelor la roata

Cap. 3.3 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale:

De a determina raportul de transmitere a transmisiei principale trebuie să calculăm bilanțul puterii la roată în ultima treaptă a cutiei de viteze. Aceasta se reprezintă sub forma ecuației:

Pr = Prul + Pp + Pa + Pd

unde: -Pr – puterea necesară pentru învingerea rezistentei la înaintare

-Prul – puterea necesară pentru învingerea rezistentei la rulare

– Pp – puterea necesară pentru învingerea rezistentei la urcarea pantei

– Pa – puterea necesară pentru învingerea rezistentei aerului

– Pd – puterea necesară pentru învingerea rezistentei la accelerațe/demarare

Pr = [kW]

Unde: Prul = [kW]

Unde: f – coeficientul rezistentei la rulare

f= 0,015…0,018 pentru drum de asfalt în stare bună

se adoptă f=0,017

Ga – greutatea maximă a autovehiculului [kg]

V – viteza autovehiculului [km/h]

Viteza vântului considerăm nulă și temperatura si presiunea standară (paer=101,33*10-3 N/m2, Taer= 288,15 K)

Pa= [kW]

Unde: k – coeficientul rezistenței aerodinamice longitudinale care poate fi apreciat, în raport cu aria secțiunii transversale maxime a autovechiculului

k=0,020…0,035 pentru autoturisme cu caroseie închisă

se adoptă k=0,030

A – aria secțiunii transversale a autovehiculului

A = H*Ef [m3] A = 1,514*1,544=2,33 [m3]

unde: H – înălțimea autovehiculului

Ef – Ecartamentul față a autovehiculului

Va = 0,377

Unde: rr – raza de rulare (determinat anterior)

rr = 297,78 [mm]

n – turația motorului

icvk – raportul ultimei treapte a cutiei de viteze

icvk = 0,81

i0 – raportul transmisiei principale se alege 5 valori pentru studiu.

i0-1 = 6; i0-2 = 5.5; i0-3 = 5.2; i0-4 = 4.9; i0-5 =4.7

Rezultatele sunt cuprinse in tabelul 3.5. si figura 3.6.

Tabel 3.5 – Rezultatele încercărilor pentru determinarea raportului transmisiei principale

Fig. 3.6 – Diagrama încercărilor pentru determinarea raportului transmisiei principale

După analizarea valorilor din tabel și diagramul pentru transmisia principală valoarea cea mai optimă este: 4.93

Se adoptă:i0 = 4.93

Cap.4 Calculul transmisieai principale

Cap. 4.1 Date inițiale

Numărul de dinți:

Z1 – numarul de dinți pe pinionul de atac

Se adoptă Z1 = 14

Z2 – numarul de dinți pe coroană

Se adoptă: Z2 =

Z2 = =69

Unghiul de înclinare al dintelui:

Se adoptă: β = 35

Modulul standardizat:

mstas = 3

Modulul normal:

mn = mstas cos β

mn = 3 cos 35 = 2.46

Modulul frontal:

mf =

mf =

Profilul de referință standardizat:

αn = 20

ha* = 1

c* = 0.25

Unghiul profilului în plan frontal:

tg αf =

tg αf =

αf = 2396’

Distanța minimă necesară între axe:

amin = [mm]

Unde: u –raportul de transmitere

A fost deja adoptat la capitolul anterior: u = 4.93

Mt – momentul din transmisie

Mt = Mm max icv1 ηtr

Unde: Mm max – moment motor maxim

Mm max = 143000 [Nmm]

icv1 – raportul primei trepte din cutie

icv1 = 3.77

ηtr – randamentul cutiei de viteze se adoptă între (0.91…0.94)

Se adopta: ηtr = 0.93

Mt = 143000 3.77 0.93 = 501372.3

KA – Factorul de utilizare și se conform bibliografiei

KA = 2

KV – coeficient cu valoarea indicată în bibliografie

KV = 1.25

KHβ – coeficient cu valoarea indicată în bibliografie

KHβ = 1.4

KHα – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

KHα = 1

KH – coeficient care se calculează

KH =

Unde: βb = arcsin(sinβ cos αn)

Unde: β – unghiul de înclinarea dinții

α – unghiul profilului de referință la plan normal

βb = arcsin(sin 35 cos 20) = 32 61’

KH =

ZE – coeficient în fugție de materialul din care se fabrica roțile dințate

ZE = 189.8 în cazul în care ambele roți sunt din oțel laminat

Zε – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

Zε = 0.95

Zβ – coeficient care se calculează cu formula indicată în bibliografie

Zβ =

Unde: β – unghiul de înclinare a dinților

Zβ =

ψa – coeficient care se calculează cu formula indicată în bibliografie

ψa =

Unde: ψd – se alege conform bibliografiei

ψd = 0.5

ψa = = 0.17

σH lim b – se alege dupa tipul materiei utilizat

σH lim b = 775 Pentru 21 MoMnCr 12 cu duritatea intre 3000…3500 HB

SHP – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

SHP = 1.15

ZN – coeficient care se alege în fungție de material

ZN = 1

ZV – coeficient cu valoarea indicată în bibliografie

ZV = 1

ZX – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

ZX = 1

ZR – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

ZR = 1

Zw – coeficient cu valoare indicată în bibliografie

Zw =1

amin = [mm]

Distanța dintre axe:

Se adoptă din STAS 6055-82: aw = 125 [mm]

Lățimea danturi:

b1 – lățimea pinionului de atac

b1 = b2 + 1.5 mn [mm]

unde: b2 – lățimea coroanei

b2 = ψa aw [mm]

b2 = 0.17 125 = 21.08 [mm]

b1 = 21.08 + 1.5 2.46 = 24.77 [mm]

Cap. 4.2. Parametrii de bază ai angrenajului

Distanța dintre axa a angrenajului:

a = [mm]

a = = 124.5 [mm]

Unghiul de angrenare:

cos αw =

cos αw =

αw =

Suma deplasărilor specifice de profil:

= 0

Deplasările specifice de profil:

x1 = 0

x2 = 0

Diametrele de divizare

d1 = mf z1 [mm]

d1 = 3 14 = 42 [mm]

d2 = mf z2 [mm]

d2 = 3 69 = 207 [mm]

Diametrul cercului de picior (interioare):

df1 = d1 -2mn (ha*+c*-x1) [mm]

df1 = 42 -22.46 (1+0.25-0) = 35.86 [mm]

df2 = d2 -2mn (ha*+c*-x2) [mm]

df2 = 207 -22.46 (1+0.25-0) = 202.99 [mm]

Înălțimea dinților:

h =aw – mnc*- 0.5(df1 + df2) [mm]

h =125 – 2.460.25 – 0.5(35.86 + 202.99) =4.96 [mm]

Scurtarea dinților:

Δh = mn (2ha* + c*) – h [mm]

Δh = 2.46 (21 + 0.25) – 4.96 = 0.57 [mm]

Diametrul de cap:

da1 = df1 + 2 h [mm]

da1 = 35.86 + 2 4.96 = 45.78 [mm]

da2 = df2 + 2 h [mm]

da2 = 202.99 + 2 4.96 = 212.91 [mm]

Diametrul de bază:

db1 = d1 cos αt [mm]

db1 = 42 cos 23.96 = 38.38 [mm]

db2 = d2 cos αt [mm]

db1 = 207 cos 23.96 = 189.17 [mm]

Cap. 4.3. Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

Verificarea lipsei ascuțirii dinților:

sa1 = sa1 > 0.3

sa2 = sa2 > 0.3

Unde: αa1(2) – unghiul de presiune la vârful dintelui

cos αa1 =

cos αa1 = = 0.84

cos αa2 =

cos αa2 = = 0.89

αa1 = 33.03

αa2 = 27.32

sa1 = = 0.99 0.99 > 0.3

sa2 = =0.65 0.65 > 0.3

Verificarea lipsei subtăierii:

ρu1 = ρu1 > 0

ρu1 = = 2.47 2.47 > 0

ρu2 = ρu2 > 0

ρu2 = = 35.97 35.97 > 0

Verificarea lipsei interferenței profilurilor:

ρA1 = aw sin αw – 0,5db2 tg αa2 ρA1 > ρu1 ρA1 > 0

ρA1 = 125 sin 23.96 – 0,5189.17 tg 27.32 = 2.83 2.83 > 2.47 2.83 > 0

ρE2 = aw sin αw – 0,5db1 tg αa1 ρE2 > ρu2 ρE2 > 0

ρE2 = 125 sin 23.96 – 0,538.38 tg 33.03 = 38.28 8.28 > 35.97 38.28 > 0

Verificarea continuității angrenării în plan frontal:

εα = εα > 1

εα = = 1.25 1.25 > 1

Gradul de acoperire axial:

εβ = εβ > 1

εβ = = 1.57 1.57 > 1

Gradul de acoperire total:

εγ = εα + εβ

εγ = 1.25 + 1.57 = 2.82

Cap. 4.4. Dimensionarea arborelui secundar al cutiei de viteze:

Datorită că arborii secundar al cutiei de viteze sunt canelate și arborii canelați sunt standardizați, dimensiunile se adoptă conform STAS 177086

Astfel se adoptă constructiv diametrul exterior: de = 32 [mm]

Conform stasului se adoptă diametrul interior: di = 26 [mm]

Conform stasului se adoptă lățimea canelurii: b = 4 [mm]

Conform stasului se adoptă numărul canelurilor: z = 10

Cap.5 Calculul diferențialului

5.1 Date inițiale

Numărul de dinți:

Z1 – numarul de dinți pe roata satelit

Se adoptă Z1 = 13

Z2 – numarul de dinți pe roata planetară

Se adoptă: Z2 =

Z2 = =21

Modul exterior (standardizat):

Se adoptă conform STAS 822-82: me = 5

Profilul de referință:

Conform GOST 13754-68 se adoptă:

α =

ha* = 1

c* = 0.20

5.2 Calculul parametrii roții planne

Nr de dinți al roții plane:

Zp =

Unde: Σ – unghiul dintre axe

Σ = 90

Zp = = 24.7

Lungimea exterioară a generatoarei de divizare:

Re = 0.5mezp [mm]

Re = 0.55 24.7 = 61.75 [mm]

Lățimea danturii:

b ≤ 0.3Re și b ≤ 10me [mm]

b ≤ 0.3 și b ≤ 105 [mm]

b ≤ 18.52 și b ≤ 50 [mm]

Se adoptă b = 18 [mm]

Lungimea mediană a generatoarei de divizare:

Rm = Re-b0.5 [mm]

Rm = 61.75 – 18 0.5 = 52.75 [mm]

Lungimea interioară a generatoarei de divizare:

Ri = Re – b [mm]

Ri = 61.75 – 18 = 43.75 [mm]

Modulul median:

mm = me

mm = 5 = 4.27

Diametrul de divizare median:

dm1 = mmZ1 [mm]

dm1 = 4.2713 = 55.53 [mm]

dm2 = mmZ2 [mm]

dm2 = 4.2721 = 89.70 [mm]

Raportul numărului de dinți:

u =

u = = 1.6

Unghiul conului de divizare:

δ1 = tg δ1 =

δ1 = = 3176’

δ2 = δ1

δ2 = 31.76 = 5824’

Coeficientul deplasării radiale de profil:

Valorile se adoptă conform îndrumarului:

xr1 =0.27

xr2 = -0.27

Coeficientul deplasării tangențiale de profil:

xt1 = 0

xt2 = 0

5.3 Calculul parametrilor roților dințate

Înălțimea exterioară a capului dintelui:

hac1 = (ha* + xr1)me [mm]

hac1 = (1 + 0.27)5 = 6.35 [mm]

hac2 = (ha* + xr2)me [mm]

hac2 = (1 – 0.27)5 = 3.65 [mm]

Înălțimea exterioară a picorului dintelui:

hfe1 = (ha* + c* – xr1)me [mm]

hfe1 = (1 + 0.2 – 0.27)5 = 4.65 [mm]

hfe1 = (ha* + c* – xr1)me [mm]

hfe1 = (1 + 0.2 + 0.27)5 = 7.35 [mm]

Înălțimea exterioară a dintelui:

he = hac1 + hfe1 = hac2 + hfe2 [mm]

he = 6.35 + 4.65 = 3.65 + 7.35 = 11 [mm]

Arcul de divizare exterior:

se1 = (0.5π + 2xr1tgα + xt1)me [mm]

se1 = (0.5π + 2tg20 + 0)5 = 8.84 [mm]

se2 = πme – se1 [mm]

se2 = π 5 – 8.84 = 6.87 [mm]

Unghiul piciorului dintelui:

θf1 = tg( )

θf1 = tg( ) = 431”

θf2 = tg( )

θf2 = tg( ) = 679”

Unghiul piciorului dintelui:

θa1 = θf2

θa1 = 679”

θa2 = θf1

θa2 = 431”

Unghiul conului de cap:

δa1 = δ1 + θa1

δa1 = 31.76 + 6.79 = 3855”

δa2 = δ2 + θa2

δa2 = 58.24 + 431 = 6255”

Unghiul conului de picior:

δf1 = δ1 – θf1

δf1 = 33.69 – 4.23 = 2948”

δf2 = δ2 – θf2

δf2 = 56.31 – 6.70 = 4961”

Diametrul de divizare exterior:

de1 = mcz1 [mm]

de1 = 513 = 65 [mm]

de2 =mcz2 [mm]

de2 = 521 = 105 [mm]

Diametrul cercului de cap exterior:

dae1 = de1 + 2hac1cos δa1 [mm]

dae1 = 65 + 26.35cos 38.55 = 74.93 [mm]

dae2 = de2 + 2hac2cos δa2 [mm]

dae2 = 105 + 23.65cos 62.55 = 108.37 [mm]

Înălțimea exterioară a conului de cap:

Hae1 = Recos δa1 – hac1 sin δa1 [mm]

Hae1 = 61.75cos 38.55 – 6.35 sin 38.55 = 49.16 [mm]

Hae2 = Recos δa2 – hac2 sin δa2 [mm]

Hae2 = 61.75cos 62.55 – 3.65 sin 49.61 = 29.40 [mm]

Înălțimea interioară a conului de cap:

Hai1 = Hae1 – b cos δa1 [mm]

Hai1 = 49.16 – 18 cos 38.55 = 33.85 [mm]

Hai2 = Hae2 – b cos δa2 [mm]

Hai2 = 29.61 – 18 cos 49.61 = 19.92 [mm]

5.4 Dimensiuni nominale de control

Coarda constantă exterioară:

sce1 = se1 cos2 α

sce1 = 8.84 cos2 20 = 7.80

sce2 = se2 cos2 α

sce2 = 6.87 cos2 20 = 6.07

Înălțimea la coarda constantă:

hce1 = hac1 – 0.25 se1 sin 2 α

hce1 = 6.35 – 0.25 8.84 sin 2 20 = 4.66

hce2 = hac2 – 0.25 se2 sin 2 α

hce2 = 3.65 – 0.25 6.87 sin 2 20 = 2.33

5.5 Roți dințate cilindrice analoage ( la conul frontal exterior)

Numărul de dinți:

zv1 =

zv1 = = 15.29

zv2 =

zv2 = = 39.90

Diametrul de divizare:

dev1 = zv1 mc [mm]

dev1 = 15.29 5 = 76.45 [mm]

dev2 = zv2 mc [mm]

dev2 = 39.90 5 = 199.49 [mm]

Diametrul cercului de cap:

dacv1 = dev1 + 2 hac1 [mm]

dacv1 = 76.45 + 2 6.35 = 89.15 [mm]

dacv2 = dev2 + 2 hac2 [mm]

dacv2 = 199.49 + 2 3.65 = 206.79 [mm]

Unghiul de presiune pe cercul de cap:

αaev1 =

αaev1 = = 3886”

αaev2 =

αaev2 = = 42”

Diametrul de bază:

dbev1 = dev1 cos α [mm]

dbev1 = 76.45cos 20 = 71.84 [mm]

dbev2 = dev2 cos α [mm]

dbev2 = 199.49cos 20 = 187.45 [mm]

Distanța dintre axe:

aev = 0.5(dev1 + dev2) [mm]

aev = 0.5(76.45 + 199.49) = 137.97 [mm]

Cap. 5.6 Verificarea calităților geometrice ale angrenajului

Verificarea lipsei ascuțirii dinților pe conul de cap:

sacv1 =

sacv1 > 0.3

sacv1 = = 2.06

2.06 > 0.3

sacv2 =

sacv2 > 0.3

sacv2 = = 1.43

1.43 > 0.3

Verificarea lipsei subtăierii: raza de curbură în punctele de început al profilului utilizabil al roții cilindrice analoge:

puev1 = 0.5 dev1 sin α –

peuv1 > 0

puev1 = 0.5 76.45 sin 20 – = 2.40

2.40 > 0

puev2 = 0.5 dev2 sin α –

peuv2 > 0

puev2 = 0.5 199.49 sin 20 – =15.55

15.55 > 0

puiv1 =

puiv1 > 0

puiv1 = = 2.05

2.05 > 0

puiv2 =

puiv1 > 0

puiv2 = = 13.28

13.28 > 0

Pentru danturare cu freza disc

pumv1 =

pumv1 > 0

pumv1 = = 1.53

1.53 > 0

pumv2 =

pumv2 > 0

pumv2 = = 12.76

12.76 > 0

unde: d0 – diametrul exterioară al frezei

d0 = 450 mm

Verificarea lipsei interferenței profilului (contactul extrem să fie să fie pe profilul utilizabil):

pAcv1 = aev sin α – 0.5 dbev2 tg αaev2

pAcv1 > 0

pAcv1 > puev1

pAcv1 = 137.97 sin 20 – 0.5 187.45 tg 42.19 = 3.12

3.12 > 0

3.12 > 2.05

pEcv1 = aev sin α – 0.5 dbev1 tg αaev1

pEcv1 > 0

pEcv1 > puev2

pEcv1 = 137.97 sin 20 – 0.5 71.84 tg 38.86 = 18.24

18.24 > 0

18.24 > 13.28

Verificarea continuității angrenării în plan frontal:

εa =

εa > 1.2

εa = = 4.52

4.52 > 1.2

Cap 5.7. Calculul axei satelitului

Determinarea forței de forfecare:

F = [daN.cm]

Unde: Mmax – moment motor maxim

Mmax= 1430 [daN.cm]

icv1 – raportul pentru trapta întâi

icv1 = 3.77

i0 – raportul transmisiei principale

i0 = 4.93

ηtr – randamentul cutiei de viteze

ηtr = 0.93

n – numărul sateliților

n = 2

Rm – raza medie a cercului de divizare a pinionului planetra

Rm = 5.28 [cm]

F = = 2342.91 [daN.cm]

Efortul unitar la forfecare:

τf =

τa = 500…1000 [daN/cm2]

Unde: d – diametrul axei sateliților

Se adoptă d = 1.8 [cm]

τf = [daN/cm2]

Cap. 5.8. Calculul diametrului arborelui planetar

Determinarea diametrului interior a arborelor planetar:

di = [cm]

Unde: β – coeficientul de siguranță si se alege între 1.30…1.75

β = 1.75

τta – solicitarea admisibilă la torsienu si se alege între 1000…1200

τta = 1200

di = = 3.48[cm]

Conform 177086 se adopta: di = 3.6

Alegerea dimensiunilor din STAS 177086

de – diamentrul exterior a arborelui planetar

de = 4.5

b – lățimea canalului

b = 5

z – numărul de caneluri

z = 10

Determinarea forței care acționează pe roțiile motoare în parte:

Frs = Frd =

Unde: rr – raza de rulare a roții

rr = 29.70 [cm]

k – coeficient de blocare a diferențialului

se adoptă conform bibliografiei k = 0.7

Frs = Frd = [daN.cm]

Momentul de torsiune:

Mt = Frs(rd) rr [daN.cm]

Mt = 626.42 29.70 = 18604.96 [daN.cm]

Efortul unitar la torsiune:

τ =

τa = 3500…4200 [daN/cm2]

Unde: d – diametrul arborelui planetar

d = 4 [cm]

τ = [daN/cm2]