Autoturism 4×4

Cuprins

A.Calculu dinamic si de tractiune al automobilului

CAP.1 Studiul solutiilor similare si al tendintelor de dezvoltare

1.1.Studiul solutiilor similare………………………………pag.1

1.1.2.Tendine de dezvoltarea a categoriei de aotovehicule

analizate…………………………………………………………pag.22

CAP.2 Alegerea parametrilor principali ai automobilului

2.1.Solutia de organizare generala si amenajare interioara…pag.24

2.1.1.Studiul ergonomic al postului de conducere………….pag.26

2.2.Dimensiuni geometrice principale………………………pag.27

2.3.Masa autovehicului;Repartizarea pe punti;Determinarea

coordonatelor de masa……………………………………………pag.27

2.4.Pneurile automobilului.Alegerea pneurilor si determinarea

razelor rotilor……………………………………………………..pag.29-30

CAP.3 Definirea conditiilor de autopropulsare

3.1.Rezistenta la rulare………………………………………pag.31

3.1.1.Definirea rezistentei la rulare………………………….pag.31

3.2.Factorii de ifluenta asupra rezistentei la rulare…………pag.33

3.1.2.1.Calculul rezistentei la rulare………………………..pag.33

3.1.2.2.Rezistenta aerului……………………………………pag.34

3.1.2.3.Influenta formei autovehiculului asupra aerodinamicii

sale………………………………………………………………..pag.36

3.1.3.Rezistenta la panta……………………………………pag.36

3.1.4.Rezistenta la demarare………………………………..pag.37

3.2.Ecuatia generala de miscare a automobilului…………..pag.38

CAP.4 Calculul de tractiune

4.1.1.Alegerea marimii randamentului transmisiei…………pag.39

4.1.2.Alegerea tipului motorului……………………………pag.40

4.2.Determinarea caracteristicii exterioare…………………pag.40

4.2.1.Determinarea puterii la viteza maxima,si la panta

maxima……………………………………………………………pag.40

4.3.Determinarea raoartelor de transmitere ale transmisiei…pag.45

4.3.1.Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere

al transmisiei………………………………………………………pag.45

4.3.2.Determinarea valorii minime a raportului de transmitere

al transmisiei……………………………………………………….pag.46

4.3.3.Raportul de transmitere al transmisiei principale………pag.46

4.3.4.Raportul de transmitere al primei trepte in cutia de

viteze……………………………………………………………….pag.47

4.3.5.Determinarea numarului de trepte pentru cutia de viteze si a marimii rapoartelor detransmitere ale transmisiei…………………pag.47

4.3.6.Calculul vitezelor pentru fiecare treapta de viteza………pag.48

CAP.4 Performantele automobilului

4.1.Performantele dinamicii de trecere……………………..pag.51

4.1.1.Determinarea reactiunilor normale statice pe teren orizontal

(α=0)………………………………………………………………pag.51

4.1.2.Bilantul de tractiune,bilantul fortei excedentare si caracteristica de tractiune………………………………………………………..pag.55

4.1.3.Bilantul de putere,bilantul puterii excedentare,caracteristica puterilor……………………………………………………………pag.60

4.1.4.Determinarea factorului dinamic si a caracteristicii dinamice…………………………………………………………..pag.65

B.Cutia de viteze

CAP.6 Constructia si calculul cutiei de viteze

6.1.Alegerea tipului constructiv………………………….…. pag.70

6.1.1.Organizarea generala a cutiei de viteze cu trei arbori….pag.71

6.2.Organizarea cinematica a mecanismului reductor……….pag.73

6.2.1.Arborii cutie de viteze………………………………….pag.73

6.2.2.Lagarele cutiei de viteze……………………………….pag.73

6.2.3.Rotile dintate………………………………………….. pag.76

6.2.4.Mecanisme de cuplare a treptelor………………………pag.79

6.2.5.Carterul cutiei de viteze………………………………..pag.80

6.2.6.Ungerea cutiei de viteze………………………………..pag.84

6.3.Dimensionarea geometrico-cinematica…………………..pag.85

6.4.Calculul de rezistenta si verificare al angrenajelor de roti

dintate………………………………………………………………pag.90

6.4.1.Fortele de angrenare……………………………………pag.90

6.4.2.Calculul de rezistenta la incovoiere……………………pag.91

6.4.3.Calculul de rezistenta la presiunea de contact…………pag.92

6.4.4.Verificarea la durabilitate a angrenajelor………………pag.93

6.4.5.Calculul la solicitarea de oboseala la incovoiere………pag.94

6.4.6.Calculul la oboseala la solicitarea de contact…………..pag.96

6.5.Calculul arborilor cutiei de viteze………………………..pag.97

6.5.1.Determinarea schemei de incaracare a arborilor si calculul

reactiunilor din lagare………………………………………………pag.97

6.5.2.Predimensionarea arborilor din conditii de rezistenta la solicitarile de incovoiere si torsiune………………………………..pag.99

6.6.Verficarea la strivire a canelurilor arborelui secundar……pag.100

6.7.Calculul de verificare al arborilor.Verificarea rigiditatii…pag.101

6.7.1.Calculul de alegere al lagarelor……………………….. pag.101

6.8.Mecanizme de cuplare a trepetelor……………………….pag.104

TEMA DE PROIECT

Pentru un autoturism, tot-teren, cu principalele caracteristici:

-viteza maxima140km/h;

-capacitatea de incarcare:5 locuri

sa se efectueze:

A. Calculul dinamic si de tractiune al automobilului

B. Construtia si calculul cutiei de viteze cu trei arbori

C. Realizare practica:Stand cutie de viteze-ambreiaj mecanic-ARO244,TV

=== 2 ===

Cap.2. Alegerea parametrilor principali ai automobilului

2.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioră

Ținând cont de soluțiile similare, extrase din literatura de specialitate și având în vedere tendințele de dezvoltare, se adoptă soluția de organizare generală a autovehiculului, soluția de organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară.

Astfel pentru autovehiculul dat, ținând cont de domeniul de utilizare al acestuia, atât în mediul urban cât și în cel interurban, organizarea transmisiei autovehiculului, constituie problema fundamentală de concepție constructivă. Pe baza acestei organizări se stabilește caracterul în mișcare și în același timp limitează posibilitatea de dezvoltare și de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.

Din formula 44 a automobilului ce urmează a fi proiectat reiese că acesta va fi solicitat în teren viran , impunându-se ca el să aibă calități de progresie ridicată.

În continuare se vor analiza pe rând principalele organe care contribuie prin dimensiunile lor la organizarea generală a autoturismului.

Organizarea șasiului

Cadrul este destinat fixării majorității agregatelor instalațiilor și ansamblurilor automobilului Șasiul trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:

rigiditate

rezistență la șocuri

cadrul este format din două lonjeroane curbate deasupra punților motoare legate între ele prin patru traverse și bare de protecție ..

Dispunerea motorului

Acesta are o mare influență asupra stabilității și repartiției masei pe punți .Se constată tendința manifestată pe plan mondial ca motorul să fie dispus în față .În conformitate cu destinația automobilului , se adoptă ca soluție de bază dispunerea motorului în față .

Avantaje :

stabilitate mare în viraj ;

direcția se modifică odată cu roțile directoare ;

coborârea caroseriei ;

repartiția masei totale a autoturismului se va face 44 % pe punte din față și 56 % pe punte spate ;

Fig.1. Organizarea transmisiei

Organizarea transmisiei

Pentru autoturismul proiectat se adoptă o transmisie clasică : ambreiaj , cutie de viteză, distribuitor fără circulație de putere. .

Ambreiajul este de tip monodisc uscat cu mecanism de debreiere cu pârghii și un mecanism hidraulic.

Cutia de viteză montată pe carterul ambreiajului este o cutie de viteză normală cu arbori paraleli, 5+1 trepte de viteză, manuală ..

Distribuitorul permite transmiterea momentului motor la cele două punți motoare.

Organizarea suspensiei

Suspensia are rolul de a realiza legătura elastică între cadru și punțile motoare pentru a proteja pasagerii și organele componente ale autoturismului de șocurile s și oscilațiile dăunătoare , cauzate de neregularitățile drumurilor .

Organizarea sistemului de direcție

Direcția este un sistem de o importanță deosebită pentru siguranța circulației și securitatea pasagerilor . Sistemul de direcție are rolul de a permite schimbarea direcției de deplasare orientând corespunzător roțile din față numite roți directoare .

Direcția cuprinde organe de comandă , volanul și mecanismele de direcție, levierul de comandă , trapezul direcției cu bara de conexiune , două bara de comandă a direcției și levierele de comandă ale fuzetelor, caseta de directie cu mecanism servo .

Cabina caroseriei s-a conceput în ideea de a oferii un interior spațios și confortabil pentru cinci persoane. Autoturismul are în compunere patru uși care se deschid la un unghi de 900 față de axa longitudinală a autoturismului și o ușă în spatele mașinii .

Fig.2. Amenajarea interioară

Studiul ergonomic al postului de conducere

Conform STAS 12613-88 se adoptă dimensiunile postului de conducere:

Ughiul de înclinare spre înapoi

= 9-33[]. Adopt = 23[]

Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz.

Hz = 130-520 [mm]. Adopt Hz = 250 [mm]

Cursa orizontală a punctului R

C = 200[mm]

Diametrul volanului

D = 330…600 [mm]. Adopt D = 400 [mm]

Unghiul de înclinare al volanului

= 10-70 []. Adopt = 45[]

Distanța orizontală între centrul și punctul călcâiului

Wx = 660-1520 [mm]. Adopt Wx = 750[mm]

Distanța verticală între centrul volanului și punctul călcâiului

Wz = 530/838[mm]. Adopt Wz = 650[mm].

Fig.3. Dimensiunile postului de conducere.

2.2. Dimensiuni geometrice principale

Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare , ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendința de dezvoltare se adoptă un autoturism care următoarele caracteristici :

lungimea automobilului – 4460mm, care reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate .toate elementele din față și din spate sunt incluse în aceste 2 plane .

lățimea vehiculului –1790 mm , reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte și de alta . Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrovizoare , sunt cuprinse în aceste plane

înălțimea vehiculului – 1730 mm , reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă , fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise

ampatamentul – 2640 mm reprezintă distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului .

ecartamentul 1520/1520 mm reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul .

-consolă față /spate –680 / 1100

2.3. Masa autovehiculului ,Repartizarea pe punți , Determinarea coordonatelor de masă

Masa automobilului ( ma ), face parte din parametri generali ai acestuia și reprezintă suma tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia, precum și greutatea încărcăturii. Suma greutății mecanismelor și agregatelor automobilului reprezintă masa proprie și se notează cu m0 , iar greutatea încărcăturii prescrise reprezintă masa utilă și se notează cu mu .

Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinată de capacitatea de încărcare, a autovehiculului prevăzută prin tema de proiectare, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare.

Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele de persoane și prin sarcina utilă transportată la autovehiculele de bunuri.

Masa proprie este determinată de suma greutăților tuturor sistemelor componente când autovehiculul se află în stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are în vedere tendințele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase plastice, materiale compozite, oțeluri de înaltă rezistență, creându-se posibilități de reducere a masei proprii.

Se adoptă greutatea proprie, ținând cont de tema de proiectare mO =2000 kg.

După determinarea masei utile și a masei proprii, se va trece la efectuarea calculului pentru obținerea masei totale cu ajutorul relației următoare:

ma=mo+mu

mu=575+225=600 kg.

unde:

5 – numărul de persoane

75- greutatea unei persoane

225- greutatea bagajelor

ma=2000+600= 2600 kg

Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, și greutarea ce revine roților din spate și față. Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu.

Utilizând valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0,49 pentru autovehiculul încărcat, unde L este ampatamentul autovehiculului.

Din relația anterioară va rezulta distanța :

a=Lmm

Știind că L-a=b, rezultă că, b=2460-1205,4=1254,6mm.

Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea față cu următoarea relație:

G2 = [daN]; G2==

G1 = [daN]; G1=

Înălțimea hg a centrului de greutate este de

hg =960mm neîncărcat

2.4. Pneurile automobilului.Alegere pneurilor și detrerminarea razelor roților

Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, și greutarea ce revine roților din spate și față. Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relațiile:

-pentru pneurile punții față:

Gp1= ; Gp1=

-pentru pneurile punții spate:

Gp2=; Gp2 =

unde n=2 sau 4, reprezintă numărul de pneuri ale punții;

Pentru asigurarea unei bune confortabilității puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în față decât în spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare, caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.

Se adoptă din literatura de specialitate, ținând cont și de soluțiile similare pneurile 235/65R17H cu următoarele dimensiuni principale:

janta de măsură 6

lățimea secțiunii maxime 235mm

diametru exterior 676 mm

mărimea camerei de aer L16

raza statică 338 mm

presiuni de regim 3,25 bar pentru roțile din față și 3,5 bar pentru roțile din spate

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu și are valorile:

=0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa

=0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 Kpa

Se alege coeficientul de deformare = 0,945 , raza nominală se determină după diametrul exterior precizat de STAS

rr = 319 [mm]

=== 3 ===

Cap 3. Definirea condițiilor de autopropulsare

Mișcarea automobilelor este determinată de mărimea direcția și sensul forței active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestora .

Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune , împreună cu care condiționează performanțele autovehiculelor . Se precizează funcție de tipul și destinația autovehiculelor , a factorilor specifice de influență și stabilitate , relațiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forțe .

În procesul de înaintare al autovehiculului acestea întâmpină o serie de rezistențe cauzate de factori externi , aceste rezistențe fiind :

rezistența la rulare

rezistența aerului

rezistența la demarare

rezistența la pantă

3.1Rezistența la rulare

3.1.1.Definirea rezistenței la rulare

Rezistența la rulare Rr – este o forță cu acțiune permanentă determinată exclusiv de rostogolirea roților pe cale, de sens opus sensului de deplasare a autovehiculului și depinde de un număr mare de factori, acțiunea acestora ne putând fi uneori separată, ceea ce sporește dificultatea determinării analitice a valorii acestei rezistențe la rulare.

Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecările superficiale dintre pneu și cale, frecările din lagărele roților(rulmenți), deformarea drumului, percuția dintre elementele pneului și neregularitățile drumului, efectul de ventuză (lipirea) produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare.

Fig.3.1 Părțile componente ale unei anvelope de la pneurile cu cameră de aer

Deformațiile radială și tangențială ale pneului constituie sursa principală a rezistenței la rulare(0,7…0,9)Rr, deformațiile care necesită energie pentru acoperirea pierderilor nerecuperabile provocate de fenomenul de histerezis al materialului pneului.

Cercetările științifice ample pun la îndemâna specialiștilor relații analitice cu ajutorul cărora se determină – puterea absorbită de complexele fenomene ale rulării pneului de automobil precum și relații empirice care pun în evidență diferiți factori ce influențează asupra rezistenței la rulare, în calculele dinamicii autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul de rezistență la rulare f.

La rularea roții se produce un moment de rezistență la rulare determinat de deplasarea în față a petei de contact, a recțiunii normale Z. Explicația acestui fenomen se regăsește în modul în care, datorită fenomenului de histerezis al cauciucului, sunt distribuite presiunile în pata de contact.

Fig.3.2. Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra unei roți motoare

Scriind ecuația de momente în raport cu centrul roții rezultă forța tangențială:

(3.1)

Dar momentul forței Z în raport cu centrul roții reprezintă tocmai momentul de rezistență la rulare. Deci:

(3.2)

iar relația (3.1) devine:

(3.3)

Se constată că reacțiunea tangențială X, care constituie forța efectivă ce se transmite prin lagărul roții la cadrul sau caroseria autovehiculului, este micșorată în raport cu forța la roată. Această micșorare este produsă de o forță, generată de momentul de rezistență la rulare. Ea reprezintă tocmai rezistența la rulare Rr, exprimată astfel:

(3.4)

Deoarece determinarea deplasării “a” este dificilă, ea fiind în același timp o mărime cu o valoare dată pentru un pneu dat în condiții precizate de mișcare, pentru calculul rezistenței la rulare este preferabilă folosirea unei mărimi relative, având natura unui criteriu de similitudine, care permite extinderea utilizării sale în condiții mai generale. Această mărime este coeficientul rezistenței la rulare f date de relația:

(3.5)

de influență asupra rezistenței la rulare

Factori

Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt:

-viteza de deplasare a autovehiculului;

-caracteristicile constructive ale pneului;

-presiunea interioară a aerului din pneu;

-momentul aplicat roților.

Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibilă deoarece toți parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui. Se pot însă realiza, prin izolarea unui parametru, o analiză calitativă acestor parametrii în anumite situații date.

3.1.2.1. Calculul rezistenței la rulare

Se constată că multitudinea de factori amintiți mai sus face dificilă determinarea cu exactitate a coeficientului rezistenței la rulare în orice moment al rulării roții, de aceea apare necesitatea utilizării unor relații/seturi de relații empirice pentru determinarea acestui coeficient.

În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare f (pentru soluția adoptată f=0,003), care reprezintă o forță specifică la rulare definită prin relația:

unde: Rr – este rezistența la rulare ;

Ga cos – componenta greutății normală pe cale ;

Funcție de tipul, caracteristicile și destinația autovehiculului se recomandă alegerea valorilor din domeniile marcate în diagrama următoare:

Folosind relația:

Rr = f Ga cos [ N ]

și adoptând coeficientul rezistenței la rulare f din diagramă, f = 0,03 , pentru o cale de rulare ( cos = 00 ), asfaltată, în stare bună (autoturism 44 ce rulează cu viteza maximă vmax = 140km/h), rezultă:

Rr = 0,03 26000 = 780 N

3.1.2.2. Rezistența aerului

Rezistența aerului ( Ra ) reprezintă interacțiunea, după direcția deplasării, dintre aerul în repaus și autovehiculul în mișcare rectilinie. Ea este o forță cu acțiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt: repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei, frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia, energia consumată pentru turbionarea aerului și rezistența curenților exteriori folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației :

Ra = 1/2 Cx A v2 [ N ]

Unde : – densitatea aerului ; pentru condiții atmosferice standard ( p = 101,33 10-3 [ N/m2 ] și T = 288 oK ) densitatea aerului este = 1,226 [ kg/m3 ] ;

Cx – coeficientul de rezistență a aerului ;

A – aria secțiunii transversale maxime [ m2 ] ;

V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;

Notând produsul constant : 1/2 Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic, rezistența aerului este dată de relația:

Ra = K A v2 [ N ] unde : K = 0,6125 Cx kg/m3 ( condiții atmosferice standard) ;

Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relația :

A = B H [ m2 ] unde : B – ecartamentul autoturismului [ m ] H – înălțimea autoturismului [ m ]

A = 1,52 1,73= 2,62 m2

Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistență a aerului Cx , vom folosi metoda comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluțiile similare propuse, și vom adopta o valoare medie. Cx = 0,4

Ra =0,5 1,226 0,42,62

Fig.3.3. Rezistențele normale și longitudinale pentru diferite modele de caroserie

3.1.2.3. Influența formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale

Pentru a urmări această influență se consideră corpuri simple și corpuri de caroserie pentru care au fost determinați coeficienții rezistenței aerului cx.

Fig.3.4. Influența formei asupra coeficientului rezistenței aerodinamice

Utilizarea razelor de racord dintre diferitele elemente ale caroseriei poate duce la optimizarea coeficientului rezistenței aerului.

De asemenea proporția între dimensiunile de gabarit ale autovehiculului poate produce o modificare a acestui coeficient.

3.1.3.Rezistența la pantă

în deplasare autoturismului pe rampă , greutatea Ga al cărui punct de aplicație se află în centrul de greutate Cg se descompune după două direcții : una normală pe calea de rulare și una paralelă cu calea de rulare .Componenta paralelă se numește forța rezistentă la la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare și o forță activă la coborârea pantelor.

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( Rp ) după direcția deplasării, dată de relația : Rp = Ga sin [ N ].

Pentru pante cu înclinări mici ( = 17 o ) la care eroarea aproximării : sin = tg este sub 5% panta se exprimă în procente p% = tg . În acest caz expresia rezistenței la pantă este dată de relația :

Rp = Ga p [ N ]

Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcție de tipul și destinația automobilului.

Pentru cazul nostru adoptăm max = 32 o ; rezultă Rp = 26000 0,529 = 13754 N

3.1.4.Rezistența la demarare

Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) și reduceri ale vitezei (frânare). Rezistența la demarare ( Rd ) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară, iar piesele aflate în mișcare de rotație, accelerații unghiulare.

Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.

Rezistența la demarare este astfel dată de relația :

unde :

ma – masa automobilului [ kg ] ;

– coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație ;

dv/dt = a – accelerația mișcării de translație a autovehiculului [ m/s2 ].

Pentru calculul rezistenței la demarare este necesară cunoașterea mărimii coeficientului de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.

Conform literaturii de specialitate , pentru un autoturism 44, cu viteza maximă de 140 km/h, adoptăm momentul masic de inerție al pieselor motorului Im = 0,35 kgm2 și momentul masic al unei roți IR = 4 kgxm2.

Din calcule rezultă coeficienții maselor astfel : M = 0,0312și R = 0,0277 .

Pentru accelerația maximă în prima treaptă a C.V. valoarea este a1 max = 2,5 m/s2.

Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii ( R ), dată de relația :

R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga =260000,55=14300 N

unde : – coeficientul rezistenței totale a căii ;

Pentru valorile adoptate anterior = 0,55.

3.2. Ecuația generală de mișcare a automobilului

Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă. Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic după direcția mișcării, se obține ecuația diferențială :

Funcție de condițiile de autopropulsare a autovehiculului, în ecuația de mișcare se definesc mai multe forme particulare :

pornirea din loc cu accelerația maximă ;

În acest caz ecuația generală de mișcare capătă forma particulară

unde : a1 max – accelerația în prima treaptă a C.V.

FR(a1 max) = 26000 0,03 + 2600 1,226 2,5 = 780+7969= 8749 N

deplasarea pe calea cu panta maximă ;

Corespunzător condițiilor formulate anterior, coeficientul rezistenței specifice acăii capătă forma

FR max = Ga max = 26000 0,55 = 14300 N

deplasarea cu viteza maximă ;

Din condiția realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obține forma

FRv max = 26000 0,03+1/2 1,226 0,4 2,62 (140/3,6)2 = 780+971,56

FRv max = 1751,56 N

=== 4 ===

Cap.4. Calculul de tracțiune

Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior și în condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.

4.1.1. Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.

Transmisia fluxului de putere este caracterizat de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t .

Experimentările efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :

cutia de viteze :

CV = 0,97..0,98 ( în treapta de priză directă ) ;

CV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte ) ;

transmisia principală :

0 = 0,92..0,94 ( pentru transmisiile principale simple ) .

Deoarece valoarea globală a randamentului transmisiei depinde de numeroși factori a căror influență este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valori adoptate din diagrama alăturată.

Am adoptat t = 0,87

4.1.2. Alegerea tipului motorului

Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere și moment. Oferta se exprimă funcție de turația arborelui motor printr-un câmp de caracteristici P = f(n) și M = f(n) numite caracteristici de turație. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica externă ( sau caracteristica la sarcină totală ), care determină posibilitățile maxime ale motorului și în privința puterii și a momentului la fiecare turație din domeniul turațiilor de funcționare ale acestuia. Caracteristica externă se completează și cu curba consumului specific de combustibil

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Existența unei mari varietăți de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecție bine definite. Opțiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile și destinația autovehiculului.

Statisticile apreciază că pentru autoturismele 44, sunt utilizate cu precădere motoarele cu aprindere prin comprimare M.A.C. Rezervele în utilizarea motorului Diesel se explică prin prețul de achiziție cu 20 – 30 % mai ridicat față de modelele similare M.A.S., nivelul sonor mai ridicat, în special la mersul în gol, greutatea pe unitatea de putere sensibil mai ridicată.

.

4.2. Determinarea caracteristicii exterioare

4.2.1. Determinarea puterii la viteză maximă și la pantă maximă

Calculul puterii maxime

Performanțele precum și calitățile de exploatare ale autoturismului sunt determinate în primul rând de caracteristicile motorului . Cele mai importante din punct de vedere al dinamicii sunt caracteristicile de turație .

Caracteristica externă a motorului cuprinde curbe ale puterii efective , a momentului motor și a consumului specific de combustibil .Pe caracteristica exterioară a motorului sunt indicate puncte particulare , cu ajutorul cărora se evidențiază parametri cei mai importanți ai caracteristicii și ai momentului .

Determinarea analitică a caracteristicii exterioare

Pentru evaluarea caracteristicii exterioare ce nu poate fi determinată pe stand este necesar să se cunoască cel puțin două puncte pe caracteristica externă . În mod analitic se folosesc relațiile :

unde :

Pmax – puterea maximă a motorului ;

M(n) – momentul funcție de turație .

Coeficienții relației se definesc astfel :

unde :

este coeficientul de elasticitate al motorului ;

este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific se utilizează relația :

unde :

cep – consumul specific de combustibil la turația puterii maxime.

Cunoscând turația de putere maximă nP, turația de moment maxim nM, puterea motorului Pmax, momentul maxim Mmax și relațiile de definire a celorlalte mărimi avem :

Principalele date ale motorului sunt centralizate în tabelele următoare :

Determinarea puterii la viteză maximă și pantă maximă

Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză presupune dezvoltarea unei forțe la roată Fpmax . Din definirea puterii ca produs între forță și viteză, realizarea performanței de viteză maximă, în condițiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

Pv max=;

Pv max=

Punând condiția ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turație maximă se obține pentru puterea maximă a motorului din relația de mai jos

MP = Pmax ; = = 418,866 rad/sec

Mp = Nm

-unde:

P=APmax;

M=BMp;

Ch=CeC

Ce-consumul specific de combustibil; Ce=240 [g/kWh];

A=;

B= C=

4.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale autovehiculului, necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.

Situațiile care apar în timpul deplasării unui autovehicul sunt:

a) motorul să echilibreze prin posibilitățile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obține caracteristica ideală de tracțiune dată de relația :

FR v = PR max = ct.

unde:

FR = forța la roată;

v = viteza de deplasare;

PR max = puterea maximă la roată

. b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

unde FR v max este forța la roată necesară deplasării cu viteza maximă de performanță.

c) când viteza = 0 , rezultă o forță la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderența roților cu calea, definită cu relația FR max = FR = x Gad

unde :

=0,75coeficientul de aderență;

Gad = greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiții de demaraj roților motoare.

4.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obținut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze, se pot formula ca performanțe dinamice independente sau simultane următoarele: panta maximă sau rezistența specifică a căii și accelerația maximă la pornirea de pe loc.

Performanțele date prin forțele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forțele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcționează la turația momentului maxim pe caracteristica externă ( Mmax ) iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere it max .

it max = icv1 x i0 unde:

icv1 = raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;

i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Din condiția de autopropulsare se obține :

unde :

FR max este forța la roată necesară calculată pentru regimul de deplasare cu accelerația maximă.

Ired – raportul de transmitere al reductorului distribuitor ired= 1,5

FR max = G0 = 20000 0,55= 11000 N rezultă că :

4.3.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță, când motorul funcționează la turația maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducerea turației cu funcționare permanentă montate în punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este dată de relația:

it min==

4.3.3.Raportul de transmitere al transmisiei principale

Considerând că vmax se obține din ultima treaptă de viteză și că înaceastă treaptă raportulde transmitere este unitar , iar valoarea raportului i0 se determină pornind de la relația :

i0 x icvn

icvn –raportul de transmitere în ultima treaptă icvn =1

rad/sec

unde : -este viteza unghiulară la roată

v max= = 418,879 rad/sec

i0 =

unde- i0 este raportulde transmiterea al transmisiei principale;

– iR este raportul de transmitere al reductorului-distribuitor;

4.3.4. Raportul de transmitere al primei trepte în cutia de viteză

icv1 =;

4.3.5. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodăgrafică și o metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum: schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inferioară să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de specialitate este aceia a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de trepte se pornește de la principiul că viteza maximă, într-o treaptă inferioară să fie egal cu viteza minimă într-o treaptă superioară, folosind relația:

Va K=

În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă i1 și minimă in=1 în cutia de viteze sînt necesare n trepte date de relația:

n; n; n; n;unde n

Se adoptă n = 5.

Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ținându-se cont de considerente constructiv funcționale și de exploatare ale cutiei de viteze precum și de tipul și destinația automobilului. Astfel pentru autovehicule tot-teren, la care importanța demarajului scade, apărând însă profilul mai greu al drumului, în scopul unei bune adaptabilități se utilizează de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Fiind determinat numărul de trepte și ținând cont că i=1, într-o treaptă K, raportul de transmitere este dat de relația:

iCV k= ; (k=1…n)

Pentru treapta a-I-a; icv1=4.22

Pentru treapta a-II-a; icv2=2,53;

Pentru treapta a-III-a; icv3=1,59;

Pentru treapta a-IV-a; icv4=1;

Pentru treapta a-V-a; icv5=0,89

Pentru trepta mers inapoi icvMI 3.5 (se adopta constructiv)

4.3.6.Calculul vitezelor pentru fiecare treaptă de viteză

Vkc = = 90.477 m/s

Unde nec =0,6 nmax= 0,6 4000 = 2400 rot/min –turația arborelui cotit

Vmin =

rad/s

rad/s

V1max =

V1min =

V2max =

V2min =

V3max =

V3min =

V4max =

V4min =

V5max= =

V5min=

=== 5 ===

Cap.5. Performanțele automobilului

La încărcarea autovehiculului cu sarcini verticale, în suprafața de contact între autovehicul și calea de rulare ia naștere reacțiunea normală a căi de rulare asupra roții. Reacțiunea normală reprezintă rezultanta eforturilor normale în suprafața de contact.

5.1 Performanțe dinamice de trecere

5.1.1.Determinarea reacțiunilor normale statice pe teren orizontal (=0)

Pentru autovehiculul aflat în repaus, reacțiunile normale sunt determinate de repartiția statică între roți a greutății autovehiculului de dimensiunile constructive, care influențează poziția centrului de greutate și de înclinarea căii de rulare.

Ga = 26000N

a=1205,4 mm

b = 1254,6mm

Z1 = G1 = Ga 26000 =13260N

Z2 = G2 = Ga =12740N

Determinarea reacțiunilor normale dinamice în timpul demarajului și al frânării autovehiculului

Ecuația de momente în raport cu centrul de greutate al autovehiculului este :

Z1,2 =

Z1 =

Z1 =

În urma amplificării rezultă pentru = 0

Z1

Z1

m1 =

m2 =

Coeficientul de încărcare dinamică sunt m2 > 1 ,m1 > 1 în condiții normale de deplasare n1 = 0,8…0,9 ce înseamnă că la deplasarea autovehiculelor , puntea din spate se încarcă suplimentar cu aproximativ 10…20 % față de încărcarea statică .

Pentru L = 2460mm , adopt = 0,75 pentru = 0

Determinarea reacțiunilor dinamice în timpul frânării

Forțele și momentele care acționează asupra autovehiculului în timpul frânării:

Ff1 = x1max = Z1

Ff2 = x2max = Z2

x1,2 -valoarea maximă ale reacțiunilor tangențiale la limita de aderență f1max , Ff2max – valoarea maximă ale forțelor de frânare

Ffmax = x1max –x2max = ( Z1 + Z2 ) = Ga cos

Z1 =

Z2 =

m1=

m2=

Determinarea forței de aderență maximă

Valoarea aderenței la un autovehicul cu două punți cu puntea motoare în față care se deplasează pe o cale de înclinare este dată de relația :

ximax =

Determinarea coeficienților de schimbare dinamică a încărcării punților (m1,m2) în timpul demarajului și frânării autovehiculului pentru = 0

m1 =

m2=

m2=1,23>1

m1=

m2=

5.1.2. Bilanțul de tracțiune , bilanțul forței excedentare și caracteristica de tracțiune

Pe timpul mișcării rectilinii a autoturismului , bilanțul de tracțiune al autovehicululuii reprezintă echilibul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare , având funcționarea la parametrii corespunzători ai motorului .

Pentru studiul performanțelor autovehiculului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o înclinare longitudinală și un coeficient al rezistenței la rulare f, caracteristica se completează și cu bilanțul de tracțiune dat de relația:

Fr = Rr + Rp + Rc + Rd , care reprezintă echilibrul dinamic dintre forța motoare la roată și suma forțelor rezistente.

FR = RP +Ra + Rr +Rd unde

Rr – forța de rezistență la rulare Rr = Gaxfxcos

Rp – forța de rezistență la urcarea pantei Rp = Gaxsin

Rd – forța de rezistență la demarare Rd =

Ra – forța de rezistență a aerului

Pentru a rezolva probleme legate de dinamicitatea autovehiculului se propune reprezentarea bilanțului de tracțiune astfel:

Fex = Fr – Ra=Rr + Rp+ Rd

Fex =Fr –kAv2 = fGacos + Gasin + m a dv/dt

Fex – forța excedentară la roată folosită pentru învingerea rezistenței drumului și la accelerarea autovehiculului.

Coeficientul de rezistență la rulare f în domeniul vitezelor obișnuite rămâne aproximativ constant și de aceea rezistența la rulare este reprezentată printr-o dreaptă orizontală paralelă cu axa absciselor

În continuare trebuie determinată caracteristica de tracțiune a automobilului care reprezintă curba de variație a forței la roată . funcție de viteza pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză .

FR =

Construirea caracteristicii de tracțiune se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului privind de al curba puterii efective sau de la curba momentului motor efectiv cu relația :

Ft = 3600xPe

V = 0,377xrr sau :

FR =

Vk =

Vk – viteza de deplasare în treapta k

itk = icvk i0

icvk –raportul de transmitere al transmisiei când este cuplată treapta k a c.v.

Caracteristica de tracțiune reprezintă curba de variație a forței la roată , funcție de viteza pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză utilizată :

PR = Pe – puterea la roată

5.1.3. Bilanțul de putere, bilanțul puterii excedentare și caracteristica puterilor

Rezolvarea unor probleme legate de tracțiunea automobilului este posibil și prin studiul bilanțului dintre puterea dezvoltată la roțile motoare și puterile consumate pentru învingerea rezistențelor la înterioare .

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.

Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare, respectiv rezistența la rulare ( Pr ), rezistența la urcarea pantei ( Pp ), rezistența aerului ( Pa ) și rezistența la demaraj ( Pd ), dat de relația:

PR = unde :

P este puterea motorului ( din caracteristica externă )

t este randamentul transmisiei ( adoptat anterior ).

Din trasarea grafică a bilanțului de putere se obține variația puterii excedentare precum și a celorlalte puteri pierdute . Această diagramă se trasează punând în abscisă viteza autoturismului dată de relația :

V =

Deoarece studiul performanțelor automobilului se face de obicei funcție de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună, se notează cu Pro puterea consumată pentru învingerea rezistenței la rulare pe calea orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenței la rulare fo = ct. pentru viteze uzuale. Deci :

Pro = Ga*fo*V.

Bilanțul puterilor este de forma: P = PR – ( Pro + Pa ) Pex unde Pex este o putere numită excedentară față de deplasarea cu viteză constantă pe o cale dată ( sau disponibilă) . Această putere este utilizată de automobil în următoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistențelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.

Puterea utilizată la deplasarea cu viteză constantă pe o cale orizontală este numită Prez și se manifestă în orice condiții ( pentru învingerea rezistenței aerului și a rezistenței la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanțelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcție de modul de utilizare a puterilor disponibile ( sau excedentare ).

Pentru reprezentarea grafică s-a folosit expresia bilanțului de puteri dat de relația :

dată sub forma

Pex = Pd + P – Pr = PR – Prez unde

Prez = Pa + Pro și Pr = Pro – Pr = Ga ( fo – Fcoa )

f este coeficientul rezistenței la rulare pe o altă cale diferită de cea orizontală considerată ( de obicei, pentru autoutilitare tot teren: fo 0,012..0,022).

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza automobilului automobilului pentru toate treptele cutie de viteze.

Diferențele pe ordonată dintre curbele PRi; i = 1/5 și Perz reprezintă puterea excedentară Pex a automobilului funcție de treapta de viteză și viteza de deplasare

Pex = Pd+ P – PR – Prez

Prez = Pa+ Pr0

PR = Pr0 – Pa = Ga ( f0 – fcos); f0 =0.03

Pentru rezolvarea problemelor de dinamicitate a automobilului se propune reprezentarea bilanțului de tracțiune dat de relația :

FR –Ra = Rr + Rp + Rd

Partea din stănga a acestei relații reprezintă forța disponibilă sau excedentară Fex care poate fi folosită la învingerea rezistențelor drumului și la accelerare .

5.1.4. Determinarea factorului dinamic și a caracteristicii dinamice

FR – R0 = G0 repreyintă forța de tracțiune disponibilă excedentară și se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare .

Pentru compararea performanțelor dinamice ale unor autovehicule de greutate și sarcini diferie se folosește un parametru adimensional ce se numește factor dinamic care reprezintă raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fex și greutatea totală a autovehiculului Ga .

D =

Dacă autovehiculul se deplasează cu viteze constante factorul D va fi egal cu coeficientul rezistenței totale a drumului adică :

D =

Notăm D pentru priza directă

D =

Folosind curbele de variație ale factorului dinamic toate treptele din cutia de viteză se obține caracteristica dinamică a autovehiculul.

Limitarea de către aderență a factorului dinamic

Rularea autovehiculului este posibilă dacă:

Ri FR Z rm, unde :

Ri – suma tuturor rezistențelor la puntea motoare

FR – forța motoare la roată

– coeficient de aderență

Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața drumului și atunci limita ei superioară este.

FR max= Z m,

Factorul dinamic limită va fi:

D =

Având în vedere că patinarea apare atunci viteza este prea mică , putem să neglijăm termenul k*A*V2 , factorul dinamic devine : Ra =

Îmbunătățirea performanțelor autovehiculelor se obține prin creșterea factorului dinamic ce se pote realiza în mărimea raportului de transmitere principală prin reducerea greutății proprii prin construirea unor caroserii mai aerodinamice .

=== 6 ===

Cap.6. Calculul și construcția cutiei de viteze

Cutiile de viteze actuale s-au diferențiat atât ca principiu de funcționare cât și ca mod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincție între agregatul de lucru ca transformator de cuplu și dispozitivul sau sistemul de acționare prin care se alege regimul optim de funcționare al cutiei de viteze.

Rezistențele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcție de condițiile de concrete de deplasare și corespunzător acestora trebuie să se schimbe și forța de tracțiune la roțile motoare. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că puterea maximă este dezvoltată la turații foarte ridicate. Automobilul necesită puteri mari și la viteze mici, care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turației minime stabile de funcționare a acestuia. În consecință, automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turației și momentul roților motoare în timpul mersului și să asigure utilizarea integrală a puterii motorului la toate regimurile de funcționare. Acestui scop îi servește cutia de viteze, care îndeplinește funcția unui variator de cuplu și turație în transmisia autovehiculului, asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi și funcționarea motorului la regim de mers încet, în gol, atunci când automobilul stă pe loc.

6.1. Alegerea tipului constructiv

Cutia de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere numite trepte de viteză, acordarea posibilităților energetice ale motorului la cerințele energetice ale automobilului în mișcare cu asigurarea unor performanțe dinamice, de consum de combustibil și de poluare cât mai bune. Cutiei de viteze, a cărei necesitate este determinată de incapacitatea de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condițiilor de autopropulsare, îndeplinește următoarele funcțiuni:

schimbarea raportului de transmitere:

– este funcția principală a unei cutii de viteze; se realizează astfel modificarea forței de tracțiune și a vitezei de deplasare în funcție de variația rezistențelor la înaintare și/sau de regimul de circulație al automobilului; în plus oferă posibilitatea autopropulsării automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere internă care are turația minimă stabilă relativ mare;

inversor al sensului de mers al automobilului:

– cum sensul de rotație al motorului este prin concepție unic, cutia de viteze conține elemente a căror dispunere permite, când este necesară inversarea sensului de rotație a arborelui de ieșire;

decuplează motorul termic de roțile motoare (punct mort):

– deoarece prin concepție, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar, pentru situațiile în care este necesară funcționarea motorului cu automobilul imobilizat, lanțul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-o poziție neutră.

În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului condițiilor concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să răspundă la o serie de cerințe, prin care:

– să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar mărimea lor să fie determinată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a puterii în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care se conlucrează;

construcția să fie simplă, robustă, ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;

– în exploatare să prezinte siguranță și întreținere ușoară iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;

– să prezinte o gamă largă de utilizare.

După modul de modificare a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi cu variația în trepte, cu variația continuă (progresivă), sau combinate. După principiul de funcționare, cutiile de viteze pot fi mecanice, hidraulice sau electrice.

Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai răspândite la construcțiile actuale de automobile. Modificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roți dințate (cutii de viteze în trepte), sau prin intermediul unor elemente de fricțiune (cutii de viteze continue).

După modul de acționare deosebim cutii de viteze cu acționare manuală, (neautomate), cutii de viteze semiautomate și cutii de viteze automate.

Structural, cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanțuri cinematice paralele (utilizând și elemente comune), egale ca număr cu treptele de viteză și constituite din

reductoare cu roți dințate și axe fixe sau mobile (planetare). Aceste reductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză.

Funcționarea independentă a lanțurilor cinematice se asigură prin montarea în fiecare lanț cinematic a roții cu cea mai mică turație independentă de rotația arborelui de susținere (liberă). Funcționarea cutiei de viteze într-o anumită treaptă se obține prin solidarizarea la rotație a roții libere cu arborele de susținere. Pentru solidarizare se utilizează mecanisme de cuplare a treptelor.

Comanda cuplării, selectarea treptei și menținerea treptei cuplate se face prin mecanismul de acționare.

Organizarea mecanismului reductor este realizată în concordanță cu:

– soluția de organizare a echipamentului de tracțiune;

– poziția motorului în raport cu axa longitudinală a automobilului;

– dispunerea cutiei de viteze față de motor;

– mărimea fluxului de putere transferat și cu numărul necesar de trepte de viteză.

La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte, raportul de transmitere se poate realiza prin participarea:

– unui singur angrenaj de roți dințate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi arbori

– a două angrenaje de roți dințate cu axe fixe, ca în cazul cutiilor de viteză cu trei arbori

– a trei angrenaje de roți dințate, dintre care două cu axe fixe (organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori) și unul cu axe mobile (reductor planetar) ca în situația cutiilor de viteze cu multiplicator planetar

Pentru realizarea treptei de mers înapoi (figura 7.2), față de treapta de mers înainte, unul din lanțurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roți dințate. Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă z’1și cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotație.

Luând ca elemente de bază arborii față de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluții de organizare cinematică, funcție de numărul acestora, sunt:

– mecanismul reductor cu doi arbori: primar și secundar;

mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar și secundar.

Necesitatea îmbunătățirii performanțelor dinamice, economice și de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile să optimizeze acordarea caracteristicii motorului la cerințele tracțiunii. Una din căile prin care este posibil acest fapt este suplimentarea numărului

Cele mai reprezentative soluții de acest gen sunt:

– mecanismul reductor cu trei arbori, dispus transversal: arbore primar și doi arbori secundari;

– mecanismul reductor cu patru arbori: arbore primar, doi intermediari și unul secundar;

mecanismul reductor cu arbori multipli ce însumează pe lângă: arborele primar, intermediar și secundar (organizați similar cu CV longitudinale cu trei arbori) și arborii multiplicatorului de viteze.

6.1.1. Organizarea generală a cutiei cu trei arbori

Arborii cutiei de viteze sunt

arborele primar care primește mișcarea de la arborele cotit prin intermediul ambreiajului

arborele intermediar care conține următoarele roți fixe: roata condusă a angrenajului permanent și roțile conducătoarea ale angrenajelor treptelor

arborele secundar sau arborele e ieșire care susține roțile conduse ale angrenajelor treptelor și transmite mișcarea către puntea motoare

Caracteristicile cutiei cu trei arbori :

intrarea și eișitrea sunt coaxiale și pot fi de aceeași parte îîn cazul transmisiei totul față sau opuse

există posibilitatea cuplării directe a arborelui primar cu arborele secundar realizându-se priza directă situație în care randamentul este maxim iar zgomotuil este minim

rapoartele de transmitere ale tuturor treptelor cu excepția treptei de priză directă se obțin prin intermediul a două angrenaje : angrenajul permanent și angrenajul treptei respective

Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu trei arbori cu 5 trepte este prezentată în fig

Arborele primar ap antrenează permanent arborele intermediar ai prin perechea de roți dințate p-p’ .Pe arborele intermediar , solidare al rotație cu el se află roțile dințate 1,2,3 și 5 ce angrenează permanent cu roțile 1’,2’,3’și 5’ de pe arborele secundar as , formând astfel perechi de roți dințate corespunzătoare treptelor I-a , a II-a , a III-a și a V-a.

Angrenajul p-p’ comun în toate lanțurile cinematice de realizarea a treptelor enumerate se numește angrenaj permanent.

Cuplarea uneia din treptele de mers înainte se face cu ajutorul mecanismelor de cuplare cu sincronizatoare s1,s2,s3. Raportul de transmitere se obține astfel prin 2 angrenaje : angrenajul permanent și angrenajul treptelor I,II,III, sau V. Datorită coaxialității între arborele primar și cel secundar prin deplasarea axială către stânga a manșonului de cuplare al sincronizatorului se obține o priză directă .Această situație corespunde treptei a IV-a.

Cuplarea treptei de mers înapoi se face prin deplasarea roții baladoare interemdiare rb , din poziția neutră în poziția în care angrenează simultan cu celelalte roți 4 și 4 ’.

Fig.7.2. Schema cinematică a cutiei de viteze cu trei arbori

6.2. Organizarea cinematică a mecanismului reductor

6.2.1 Arborii cutiei de viteze

Arborii cutiile de viteze se montează pe carter ținând seama de organizarea ansamblului și de particularitățile de funcționare ale fiecăruia dintre arbori. Ei sunt considerați arbori lungi. Lungimea lor este determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiunile elementelor de cuplare și de felul etanșărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată posibilitatea dilatărilor termice, pentru a nu se influența mărimea jocurilor din lagăre.

Luând în considerare deformațiile termice precum și necesitatea preluării eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roți dințate cu dantură înclinată și din mecanismele de cuplare, rezultă ca regula generală faptul că lagărele pe care se sprijină arborii se montează unul fix în direcție axial, pentru preluarea forțelor axiale, iar celălalt liber în direcție axială, pentru preluarea deformațiilor termice.

Asamblarea componentelor ce urmează a fi solidarizate cu arborii (roți dințate, butuci ai sincronizatoarelor etc.) se realizează prin caneluri. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe canelurilor sau pe diametrul exterior. Centrarea pe flancuri este utilizată pentru componentele fără mișcare relativă față de arbore (roți fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizează în cazul roților montate liber.

Arborele primar al cutiilor cu teri arbori este și arborele condus al ambreiajului , asigurând legătura cinematică între arborele cotit al motorului și cutia de viteze .El face corp comun cu pinionul angrenajului permanent și servește reazem pentru arborele secundar. Se sprijină pe două lagăre : unul anterior fixat pe fusul din vecinătatea motorului și unul posterior situat în carterul cutiei de viteze .

Arborele intermediar este montat pe carter în partea inferioară prin intermediul rulmenților .

Arborele secundar al cutiilor de viteze se sprijină cu partea anterioară pe arborele primar , iar cu partea posterioară în carterul cutiei de viteze .El poartă roțile libere ale angrenajelor roților și butucii mecanismelor de cuplare.

Lagărele cutiei de viteze

Sunt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor se sprijină pe carter pentru a le permite: fixarea și ghidarea, rotația și preluarea eforturilor în timpul funcționării.

Principalele cerințe funcționale sunt: funcționarea silențioasă, capacitate portantă mare la un gabarit minim, durabilitate, reglaje minime în exploatare și să permită variațiile de lungime ale arborilor.

În construcția cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și lagăre cu rostogolire (rulmenți).

Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:

– organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții motoare;

– poziția motorului (transversal sau longitudinal), ce implică utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principală;

– poziția cutiei de viteze – în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestuia;

– tipul și mărimea încărcărilor – radiale, radial-axiale.

Lagărele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt utilizate în construcția cutiilor de viteză, deoarece necesită o ungere din abundență (sub presiune), realizabilă, obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei.

Avantajele acestui tip de lagăr sunt: suportă sarcini radiale foarte mari la un gabarit minim (0,001 față de 0,0015 în cazul rulmenților cu bile, sau 0,003…0,005 pentru rulmenți cu role).

Utilizate cu preponderență ca lagăre la arborele cotit al motorului au fost adoptate și în construcția cutiilor de viteze amplasate transversal, în partea inferioară ale acestora. Ungerea comună a motorului și cutiei de viteze se realizează de către pompa de ulei.

Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai răspândite în construcția cutiilor de viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare.

Fig.7.3.Tipuri de rulmenți utilizați în construcția de cutii de viteze

Rulmenții au în componență elemente de rostogolire – bile, role, ace – montate între inelul interior și inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lagărului.

În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmenților cu role cilindrice sau cu ace poate să lipsească, astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact direct cu un element exterior (ex. roată liberă), sau interior (ex. arbore secundar).În acest caz aceste căi de rulare neconvenționale îndeplinesc cerințele severe de calitate și duritate necesare bunei funcționări.

Fig.7.4. Lagărele cu rostogolire utilizate în cutia de viteze.

Montarea rulmenților este dependentă de tipul lor. La rulmenții cu bile sau cu role cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele, deoarece există riscul deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de funcționare. Pentru arbore (cazul general al rulmenților cutiei de viteze) inelul interior se montează cu “strângere”, iar inelul exterior cu “cu alunecare”.

Rulmenții cu role conice, în general, se montează pe arbore în pereche și în opoziție, în ”X”.

Forțele axiale pot fi preluate și printr-un rulment compus – rulment biconic. Concepția acestui tip de rulment simplifică construcția ansamblului. Jocul de funcționare, determinat constructiv, este marcat pe rulment, fără a se putea intervenii asupra mărimii lui.

6.2.3. Roțile dințate

Roțile dințate utilizate la cutiile de viteze au dantură înclinată, cu profil în evolventă. Roțile dințate cu dinți drepți sunt simple și ieftine dar funcționează zgomotos și se uzează rapid. Utilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc angrenaje decuplabile cu roți baladoare.

Dantura înclinată se folosește întotdeauna când roțile dințate sunt în angrenare permanentă. Față de cele cu dinți drepți sunt mai rezistente, permit micșorarea distanței între axe, funcționează uniform și cu zgomot redus. Ca dezavantaje utilizarea danturii înclinate determină apariția forțelor axiale cu necesitatea preluării lor, iar în utilizarea angrenajelor permanente determină apariția reducerea randamentului, prin frecările suplimentare dintre roți și arbore, și lungimea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300, crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză.

Fig.7.5.Modul de montare al pinioanelor pe arborii cutiei de viteze

Profilul utilizat pentru dantură este profilul în evolventă, deoarece asigură sporirea capacității portante a danturii, permite corectarea danturii și realizează funcționarea fără zgomot.

Toate angrenajele cutiei de viteze sunt corectate pe înălțime prin deplasarea profilului sculei în raport cu cercul de divizare al roții. În acest caz, înălțimea totală a dintelui rămâne neschimbată, schimbându-se numai raportul între înălțimea capului și a piciorului dintelui. În cazul angrenajului, deplasarea pozitivă a sculei se aplică roții dințate de diametru mai mic. În raport cu deplasarea normală, la care linia mediană a înălțimii profilului sculei este tangentă la cercul de divizare al roții, la dantura corectată scula este depărtată cu distanța m de cercul de divizare, spre exterior. Coeficientul m, care exprimă raportul dintre deplasarea radială a liniei mediane a sculei și modulul danturii, se numește coeficient de deplasare specifică. Prin deplasare specifică pozitivă, la aceeași înălțime totală a dintelui, ca în cazul danturii normale, crește înălțimea capului dintelui; în schimb înălțimea piciorului dintelui se reduce. În consecință, razele cercurilor interior și exterior s-au mărit; dintele este flancat de alte porțiuni de evolventă, mai depărtate de cercul de bază, cu raze de curburi mai mari, respectiv cu formă mai plată. În felul acesta dintele a devenit mai robust la bază și mai îngust la periferie, iar grosimea dintelui măsurată pe cercul de divizare a devenit mai mare decât jumătatea pasului. Rezultă că la corijarea prin deplasarea pozitivă a sculei se obține un dinte mai rezistent.

La roata dințată cu diametrul mai mare se aplică deplasarea negativă a sculei, la care linia ei mediană se apropie de centrul roții rămânând distanțată cu m față de cercul de divizare. În acest caz rezultă un dinte mai gros la periferie, însă piciorul slăbit.

La roțile dințate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse și roțile au dimensiuni apropiate, se folosește uneori corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140. Prin reducerea unghiului de angrenare , gradul de acoperire crește iar presiunea normală pe dinte scade.

În construcția cutiei de viteze, roțile dințate pot fi montate dependente de rotația arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a arătat că roțile dependente pot fi executate împreună cu arborele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau nedemontabile.

Roțile dințate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagăre de alunecare, sau lagăre de rostogolire (fig.7.5.). În figura 7.5.a. se prezintă soluția de montare a roții libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecărilor, zona de rezemare a roții pe arbore este unsă forțat de uleiul centrifugal din canalele din arbore la rotirea arborelui. La soluția din figura 7.5.b., roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de alunecare. Între roata dințată și arbore se introduce o bucșă de bronz, care înlătură fiecare dintre piesele de oțel. În figura 7.5.c. roata liberă se montează pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace într-o soluție constructivă asemănătoare cazului precedent. Ungerea lagărului este făcută printr-un sistem de canale practicat în roți.

a) b) c)

Fig.7.6. Soluții de montare a roților libere

Deoarece roțile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin solidarizarea lor cu arborele de susținere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roțile libere sunt prevăzute cu danturi de cuplare. În vederea unei cuplări ușoare, danturile de cuplare se execută cu module mici, astfel cala diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinți.

Roțile dințate din cutiile de viteze se execută din oțel aliat, respectiv oțel aliat superior, la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de șoc, și suficient de rezistent la încovoiere, iar suprafețele de contact să fie dure, spre a rezista la uzură.

6.2.4. Mecanisme de cuplare a treptelor

La angrenajele de roți dințate aflate permanent în angrenare, solidarizarea roții libere pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanisme de cuplare. Necesitatea mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcționare ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteză, când între elementele anterior cuplate și cele care urmează a se cupla apar viteze unghiulare de rotație diferite. În aceste condiții, pentru evitarea solicitărilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, prin egalizarea vitezelor unghiulare este posibilă numai prin manevre de conducere efectuate de conducător

Fig7.7. Sincronizatorul conic cu inerție cu dantură de blocare și dispozitiv de fixare cu pastile și inele elastice.

Fig7.8. Construcția și funcționarea sincronizatorului conic cu presiune constantă

6.2.5. Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor reunește elementele ansamblului cutiei de viteze și le menține în poziția de funcționare; protejează organele interne de mediul exterior și conservă uleiul necesar ungerii și răcirii elementelor aflate în mișcare relativă; permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului motopropulsor compact; în cazul transmisiilor organizate după soluția totul față, înglobează mecanismele centrale ale punții motoare: transmisia principală și diferențialul.

Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerințe: să fie rigid și ușor, etanș, dar bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă la creșterea temperaturii în funcționare, puțin mai zgomotos prin evitarea amplificării vibrațiilor provenite de la angrenaje și de motor, să evacueze rapid căldura în timpul funcționării.

Concepția carterului cutiei de viteze se face ținând seama de: satisfacerea rolului funcțional; tipul de organizare a echipamentului motopropulsor și poziția cutiei (longitudinală, transversală); seria de fabricație; posibilitățile tehnologice; derivatele opționale ale cutiei de bază (4×2 față, spate sau integrală).

Fig.7.9. Construcția carterului monobloc

Deși carterul poate satisface poate diferite cerințe de fabricare, el poate fi necorespunzător din punct de vedere al zgomotului în funcționare. Aceasta se datorează în general vibrațiilor emise de angrenaje, vibrații care pot fi amplificate prin efectul de “membrană” al unora dintre părțile laterale ale carterului.

Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzătoare a pereților ansamblului.

În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate sa-i confere în plus un raport de calitate/preț optim.

Complexitatea, forma și aspectul pieselor variază în funcție de: materialele utilizate (aluminiu sau fontă) procedeul de turnare a semifabricatelor.

Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcționale – încărcare, zgomot, cât și de aspecte tehnologice – producția zilnică, procedeul de turnare și tehnologia de uzinare disponibilă etc. De regulă, în construcția unui carter al cutiei de viteze, datorită dificultăților de obținere a calităților suprafețelor la uzinare cu aceeași viteză de așchiere și modificării diferențiate a formei și dimensiunilor la creșterea temperaturii, se utilizează un singur tip de material.

Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor și autoutilitarelor ușoare se toarnă din aliaje de aluminiu. Compoziția chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează aliajul:

AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;

AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie;

AS5U3 la turnarea în formă de nisip a pieselor prototip și serie foarte mică.

Ventilația carterului

Frecările dintre elementele aflate în mișcare relativă sporesc temperatura internă, ceea ce determină dilatarea aerului și creșterea presiunii; la valori mari creșterea presiunii poate deforma garniturile de etanșare, provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la 1500C și poate atinge chiar 1700C (la nivelul suprafețelor de frecare ale sincronizatoarelor).

Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă de aerisire, ce permite ieșirea sau intrarea aerului, dar oprește trecerea particulelor solide sau lichide.

Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într-o zonă în acre aceasta este protejată de stropii de ulei.

Etanșarea carterului cutiei de viteze

La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanșări:

– etanșări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze);

– etanșări între elementele cu mișcare relativă (arbori, axe și carter).

Tipul de etanșare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele ansamblului.

În cazul preciziei necesare mari (ex.: semicartere) se utilizează o pastă de elastomer, ce formează un filtru etanș între microneregularitățile suprafețelor frezate aflate în contact.

În cazul etanșării capace/carter se utilizează garnituri din:

– hârtie

– elastomer de formă toroidală

– mastic de etanșare în cazul unor capace din tablă ambutisată.

Când este necesară etanșarea arborilor de transmisie intrare – ieșire sau a axelor de comandă se apelează la manșetele de etanșare cilindrice cu una sau cu două margini de etanșare.

Materialele utilizate în construcția acestora sunt dependente de regimul termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (900C), poliacrilat (1200C) etc.

Construcția carterului cutiei de viteze

Carterul asamblat (fig.7.9) reprezintă o soluție specifică transmisiilor autoturismelor și autoutilitarelor ușoare organizate după soluția totul față, cu motorul amplasat longitudinal sau transversal. Uzinarea este mai complexă decât cazul carterului monobloc, deoarece se are în vedere existența unor suprafețe suplimentare – cele de asamblare și cele de centrare a elementelor componente. Este compus din mai multe elemente, care sunt uzinate împreună pentru a forma ”carterul asamblat”.

Carterul asamblat reprezintă o altă soluție ce poate fi obținut prin turnare sub presiune a elementelor componente. Turnarea sub presiune conferă pieselor finite: precizie mare, rigiditate satisfăcătoarele și masă redusă.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale (fig.7.8.a.) satisface toate soluțiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică, totul față sau integrală. Construcția este realizată din două semicartere ce conțin în planul de asamblare axele arborilor.

Fig.7.10. Construcția carterului

Fixarea pe motor a cutiei de viteze se face fie printr-o flanșă ce delimitează carterul ambreiaj, fie printr-un carter ambreiaj separat.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze transversale (fig.VII.8.b.) este constituit din două sau din trei elemente care au suprafețele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor.

Soluția cu două elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori și cinci trepte (ex. DACIA Nova), sau trei arbori și șase trepte (VOLVO M56, OPEL Calibra). Soluția cu trei elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori și șase trepte (FIAT Punto).

Elementele ansamblului sunt: carter ambreiaj și mecanismele centrale ale punții motoare; carter mecanism reductor cutie de viteze și capac treapta a V-a (doi arbori, cinci trepte) sau carter treptele a V-a și a VI-a (doi arbori, șase trepte).

6.2.6. Ungerea cutiei de viteze

Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare și a uzurii componentelor cutiei de viteze și pentru evacuarea căldurii.

Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziția cutiei de viteze în raport cu motorul.

Ungerea mixtă, sub presiune-barbotare, se folosește în cazul cutiei de viteze montată sub motor, când ungerea este asigurată de uleiul motor și se efectuează mixt prin presiune și barbotare.

Ungerea prin barbotare se folosește în cazul cutiei de viteze independentă de motor, situația majorității automobilelor, când nu dispune de o pompă de ulei.

Pentru asigurarea ungerii, roțile dințate ale arborelui (arborilor) inferior sunt parțial imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne și proiectarea unei cantități pe pereții carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea uleiului.

Fig.7.11. Ungerea unor componente ale cutiei de viteze:

a)-ungerea roților libere

b)-ungerea rulmenților biconici

c)-ungerea mecanismelor de cuplare

În plus, centrifugarea antrenează o circulație de ulei din centru către periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roților libere.

Ungerea părților frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe fața opusă mecanismului de cuplare, canal care asigură o circulație de ulei satisfăcătoare.

Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin poziționarea bușonului de umplere pe unul din pereții laterali la o înălțime precis determinată de constructor prin teste complexe.

La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.

Predimensionarea angrenajelor de roți dințate

Calculul cutiilor de viteze urmărește determinarea parametrilor acestora pentru obținerea, din faza de proiectare, a unor calități dinamice și economice optime pentru automobilul respectiv.

Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea și verificarea angrenajelor, dimensionarea și verificarea arborilor, calculul rulmenților, dispozitivelor de cuplare a treptelor și calculul elementelor mecanismului de acționare.

Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea geometrico-cinematică, verificarea de rezistență și verificarea durabilității.

6.3. Dimensionarea geometrico-cinematică

Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.

Proiectarea cutiei de viteze este precedată de un studiu al soluțiilor similare de cutii de viteze, utilizate la automobilele din segmentul concurențial în care urmează a se include automobilul proiectat. În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roților dințate să se adopte valori similare celor ale tipurilor similare, existente și care s-au dovedit corespunzătoare. Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar Ms pentru treapta aIa:

Alegerea modulului și a unghiului de înclinare a roților dințate

Alegerea modulului normal se face în funcție de valoarea momentului motor la nivelul arborelui secundar al cutiei de viteze.

(7.1)

Se adoptă .

Se adoptă același modul normal pentru toate treptele cutiei de viteze.

Unghiul de înclinare al roților dințate este cuprins între valorile , cu precizarea că prima treaptă și treapta de mers înapoi au roți cu dinți drepți.

Valorile unghiurilor de înclinare a danturii adoptate sunt prezentate în tabelul de mai jos:

Determinarea distanței dintre axe

Datorită caracteristici acestui tip de cutie de viteze, respectiv arborele primar este coaxial cu cel secundar, fluxul de putere intră pe o parte și iese pe la celălalt capăt opus al cutiei de vitezei.

Distanța dintre axe se determină din condiția de realizare a angrenajului permanent, păstrându-se distanța dintre axe și la celelalte trepte ale cutiei de viteze.

Fig.7.12.Dispunerea roților pe arborii cutiei de viteze cu trei arbori

Deoarece pinionul angrenajului permanent este cea mai mică roată a cutiei se adoptă dinți. Astfel se poate calcula și numărul de dinți ai roți angrenajului permanent adoptându-se constructiv:

(7.2)
dinți. (7.3)

unde:

– reprezintă numerele de dinți ale roților dințate, respectiv pinion și roata condusă.

Se adoptă 15 dinți.

Calculul distanței dintre axe se face pe baza relației:

(7.4)
c) Determinarea numerelor de dinți pentru roțile dințate

Determinarea numerelor de dinți se face pe baza considerentelor:

păstrarea distanței dintre axe din condiția de existență a angrenajului permanent;

raportul de transmitere al angrenajului permanent este .

Tabelul 2. Calculul numerelor de dinți ale roților dințate.

d) Calculul geometric al angrenajelor

Calculul geometric al angrenajelor constă în determinarea principalelor elemente geometrice ale roților dințate ale cutiei de viteze.

Unghiurile de înclinare a danturii roților dințate recalculate pentru respectarea distanței dintre axe pentru fiecare treaptă în parte, sunt prezentate în tabelul de mai jos:

Astfel în funcție de noile valori ale unghiurilor de înclinare a roților dințate și a valorilor numerelor de dinți a fieărei roți dințate a treptelor cutiei de viteze se vor recalcula rapoartele de transmitere. Astfel se obțin următoarele rapoarte de transmitere:

Se adoptă același modul normal pentru toate treptele cutiei de viteze.

Unghiul de înclinare al roților dințate este cuprins între valorile , crescător de la prima treaptă către ultima, cu precizarea treapta de mers înapoi au roți cu dinți drepț

Rezultatele calculului geometric(Anexa 1)

Observații:

Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calculul la încovoierea dinților și la presiunea de contact

6.4. Calculul de rezistență și verificare al angrenajelor de roți dințate

6.4.1. Forțele din angrenaje

Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).

Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită este metoda lui Lewis.

Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui.

Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.

Funcție de momentul de torsiune Mc al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:

(7.5)

unde:

– Mc : momentul la arborele roții conducătoare a angrenajului.

Fig. 7.13. Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată

Forța nominală se calculează cu formula:

(7.6)

Componenta radială se calculează cu formula:

(7.7)

și solicită dintele la compresiune.

Componenta axială, care se calculează cu formula:

(7.8)

nu determină solicitări asupra dintelui.

6.4.2. Calculul de rezistență la încovoiere

Pe baza ipotezelor arătate, efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relația:

(7.9)

unde:

– z : numărul de dinți ai roții conducătoare;

-coeficient al rezistentei totale

= 1,4…2,3 adopt 1,85 :

– i : coeficient de repartizare al efortului.

Coeficientul de repartizare al efortului ține cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculăm gradele de acoperire frontal și suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire frontal se utilizează relația:

(7.10)

iar pentru gradul de acoperire suplimentar, utilizăm relația:

(7.11)

unde:

– Re1, Re2 : razele cercurilor de vârf ale roților din angrenajul de calculat;

– Rb1, Rb2 : razele cercurilor de bază;

– rf : unghiul frontal de angrenare;

– rf : unghiul frontal al profilului de referință

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de încovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax și de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relația:

(7.12)

În cazul metodei Lewis, când se consideră că întreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte și se neglijează efectul compresiunii axiale dat de componenta radială a forței normale, rezultă o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionării, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de încărcare ai se adoptă, în mod convențional, cu valori mai ridicate celor definite din condiția de rezistență la valoarea nominală a momentului:

(7.13)

unde:

– c= 2 : coeficient de siguranță.

La calculul de verificare al roților dințate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se determină cu relația:

(7.14)

unde:

– MM : momentul maxim al motorului;

– i’t : raportul de transmitere de la motor la angrenaj;

– kd=1,5 : coeficientul dinamic.

Valorile efective ale efortului unitar ef se compară în acest caz cu efortul unitar de curgere c al materialului roților dințate

Se adoptă următoarele meteriale pentru roțile dințate lae cutiei de viteze:

pinionul angrenajului permanent de pe arborele primar este din ;

roțile fixe de pe arborele intermediar sunt din oțel aliat ;

roțile libere de pe arborele secundar sunt din oțel aliat .

..

6.4.3. Calculul de rezistență la presiunea de contact

Sub acțiunea solicitărilor de contact de pe flancurile dinților poate apărea oboseala straturilor de suprafață (sub formă de ciupituri, sfărâmări și mai rar cojire) și deformarea plastică a flancurilor dinților (sub formă de laminare, ciocănire, încrețire, ridare).

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utilizând relația lui Hertz:

(7.15)

unde:

– ym : coeficientul de material;

– yfc : coeficient de formă în punctul de rostogolire;

– yc : gradul de acoperire asupra capacității flancurilor.

Deformarea permanentă a flancurilor dinților la solicitările de contact are loc când eforturile unitare de contact, fie datorită unor suprasarcini, fie datorită ungerii sau randamentului termic necorespunzător, depășesc limita de curgere.

Pentru calculul de rezistență la presiunea de contact sub acțiunea sarcinilor de vârf, momentul Mc se înlocuiește cu momentul dinamic Md.

6.4.4. Verificarea la durabilitate a angrenajelor

În afara unei rezistențe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf, scoaterea din funcțiune a angrenajelor în exploatare apare frecvent datorită depășirii limitei de rezistență a materialului, provocată de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizată de capacitatea de funcționare îndelungată până la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor și până la apariția oboselii materialului.

Pentru efectuarea calcului de durabilitate se consideră că motorul dezvoltă un moment mediu echivalent Mech, la o turație medie echivalentă ech.

Momentul mediu echivalent se calculează cu relația:

(7.16)

unde:

– Mrmed : momentul mediu la roțile motoare;

– icvmed : raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;

– t : randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la roțile motoare se utilizează relația:

(7.17)

unde:

– : forța specifică medie la roțile motoare;

– Ga : greutatea automobilului;

– rr : raza de rulare a roții;

– i0 : raportul de transmitere al transmisiei principale.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determină cu relația:

(7.18)

unde:

– k : timpul relativ de utilizare a treptei de viteze;

– icvk : raportul de transmitere în treapta k de viteză;

– n : numărul de trepte ale cutiei de viteze.

Turația medie echivalentă se calculează cu relația:

(7.19)

unde:

– : viteza medie de deplasare a automobilului.

Numărul de solicitări la care este supus un dinte, pe durata exploatării între două reparații capitale (considerat ca durabilitate necesară), se determină cu relația:

(7.20)

unde:

– : timpul relativ de utilizare a treptei respective;

– S : spațiul parcurs de automobil între două reparații capitale;

– i”t : raportul de transmitere de la roțile motoare până la angrenajul calculat;

– rr : raza de rulare a roții.

6.4.5. Calculul la solicitarea de oboseală la încovoiere

Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală se determină din relația (7.9), prin înlocuirea momentului Mc cu Mechi’t, Mech fiind determinat de relația (7.17) și i’t raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Eforturile unitare efective obținute la calculul la oboseală a danturii se compară cu efortul unitar la oboseală la încovoiere după ciclul pulsator N, dat de relația:

(7.21)

unde:

– -1 : efortul unitar pe ciclu simetric;

–

– r : efortul unitar de rupere;

– N : numărul de cicluri pentru roata dințată care se calculează;

Angrenajele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzătoare din punctul de vedere al rezistenței la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea:

(7.22)

unde:

– k’ : coeficientul de siguranță la calculul la oboseală; coeficientul k’ se poate calcula cu relația:

(7.23)

unde:

– : coeficient de dinamicitate;

– c : coeficientul de siguranță, se determină cu relația:

(7.24)

– k1 : coeficient ce ține seama de concentrația sarcinii pe lungimea dintelui;

– k2 : coeficient care ține seama de siguranța necesară de funcționare;

– k3 : coeficient care ține seama de precizia metodelor de calcul;

– : coeficienți care țin seama de precizia de prelucrare și de calitatea

suprafețelor flancurilor dinților

În tabelul 7.7. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală la încovoiere pentru fiecare treaptă din cutia de viteze.

6.4.6 Calculul la oboseală la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv de contact de contact, pefc, se determină, în acest caz cu relația (7.14), unde forța tangențială Ft=Ft ech, care se ia în calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turație medie echivalentă ech.

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie să depășească efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilității impuse.

Efortul unitar admisibil la contact este dat de relația:

(7.25)

unde:

– pNc : efortul unitar de contact la oboseală, pentru un anumit număr de cicluri

echivalente Nech;

– c’ : coeficient de siguranță;

Efortul unitar de contact pentru calculul de oboseală se determină cu relația:

(7.26)

În cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale oțelurilor din care sunt executate roțile dințate, pentru calculul la oboseală al flancurilor dinților, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilității la solicitarea de contact knc,dat de relația:

(7.28)

unde:

– Nb : numărul ciclurilor durabilității de bază;

– Nech : numărul de cicluri de solicitare corespunzătoare durabilității cerute.

În tabelul 7.8. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală la contact pentru fiecare treaptă din cutia de viteze.

6.5.Calculul arborilor cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitași la încovoiere și răsucire. Aceste solicitări dau naștere la deformații elastice de încovoiere și răsucire, care, dacă depășesc limitele admisibile, conduc la o angrenare necorespunzătoare. De aceea dimensionarea arborilor se face din considerente de rigiditate și nu de rezistență.

În cazul cutiilor de viteze cu trei arbori , ceștia poartă următoarele denumiri:arborele primar, arborele intermediar și arborele secundar.

Arborii din cutiile de viteze sunt considerații arbori lungi; lungimea lor fiind determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, dimensinile elementelor de cuplare, felul etanșării.

6.5.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor din lagăre

Încărcările arborilor cutiei de viteze sunt determinate de forțele din angrenajele roților dințate.

În fiecare angrenaj acționează o forță tangențială , una radială și una axială ( în cazul roților cu dinți drepți și ), ale căror valori sunt date de relațiile:

Fig.7.14. Schemă de calcul a forțelor din angrenaje

(7.29)
(7.30)
(7.31)
unde:

– momentul motor maxim;

– raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat;

– raza de divizare a roții calculate.

La stabilirea reacțiunilor se consideră arborele în echilibru static sub acțiunea forțelor ,,.

În cazul cutiilor de viteze cu trei arbori, arborele secundar este solicitat de forțele care i-au naștere într-un singur angrenaj, arborele intermediar este solicitat în același timp de forțele care i-au naștere atât îa angrenajul permanent cât și în angrenajul treptei considerate, iar arborele primar este solicitat de forțele din angrenajul permanent și de reacțiunea a lagărului anterior al arborelui secundar.

Fig.7.15. Schema de calcul a forțelor care acționează in angrenajele de roți dințate

Reacțiunule di reazeme sunt prezentate în tabelul următor :

Pentru descărcarea lagărelor rulmenților de pe arborele intermediar trebuie ca dinții roților dințate de pe acest arbore să fie înclinați în aceeași parte și să se respecte soluția:

(7.32)

6.5.2 Predimensionarea arborilor din condiții de rezistență la solicitările de încovoiere și torsiune

Cunoscând reacțiunile din lagăre și , precum și distanțele dintre roțile dințate și lagăre, se determină momentele de încovoiere și și momentul de încovoiere compus într-o secțiune oarecare cu relația:

(7.33)
În general în cazul arborilor cutiei de viteze, solicitați la încovoiere și torsiune, momentul echivalent se determină cu relația:

(7.34)
Odată determinat momentul echivalent pentru fiecare secțiune unde se montează roțile dințate se va determina diametrul arborelui în secțiunea respectivă. Deoarece distanțele dintre roțile dințate care alcătuiesc o treaptă și lagărele de susținere ale arborilor se variză în funcție de treaptă cuplată, respectiv are loc o variație a reacțiunilor din lagăre în funcție de treapta cuplată, arborii cutiei de viteze vor fi în trepte.

Diametrul arborelui într-o secțiune oarecare se poate determina cu relația:

(7.35)
unde:

– efortul unitar echivalent admisibil;

6.6. Verificarea la strivire a canelurilor arborelui secundar

Asamblările canelate ale arborelui secundar se calculează la presiunea specifică de strivire . În general canelurile arborelui secundar au profil evolventic. Tensiunea la strivire se calculează pe baza relației:

(7.36)

Fig.7.16. Asamblări canelate cu profil evolventic

Se adoptă în funcție de diametrul arborelui canelurile care au următoarele dimensiuni geometrice:

6.7 Calculul de verificare al arborilor. Verificarea rigidității

Pentru calculul săgeții se consideră arborele de secțiune constantă, încărcat cu o singură forță.

În cazul în care asupra arborelui acționează simultan mai multe forțe, săgeata rezultantă, în secțiunea și planul considerat, este dată de suma algebrică a săgeților ce apar sub acțiunea forțelor luate individual.

Cunoscând valoarea săgețior în plan orizontal și vertical se determină săgeata rezultantă cu relația:

(7.37)
Săgețile maxime admisibile sunt:

pentru treptele superioare;

pentru treptele inferioare.

Anexa 3

6.7.1. Calculul de alegere al lagărelor

În majoritatea cazurilor lagărele cutiilor de viteze sunt lagăre de rostogolire. În calculul de determinare a rulmenților se ține seama de caracterul sarcinilor, condițiile de montaj și durata de funcționare.

(7.38)
unde:

– capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmenților;

– forța echivalentă medie;

– exponent ce ține seama de tipul rulmentului;

– pentru rulmenți cu bile;

– pentru rulmenți cu role.

– durabilitatea necasară a rulmentului, în milioane de rotații;

(7.39)
Valoarea sarcinii echivalente medii se poate calcula cu relația:

(7.40)
unde:

– raportul dintre timpul de funcționare în treapta , și timpul total de funcționare;

– raportul între turația corespunzătoare unui anumit regim și turația echivalentă;

– sarcina echivalentă corespunzătoare unei anumite trepte a cutiei de viteze.

Sarcinile echivalente pentru rulmenți radiali și radiali axiali se determină cu relația:

(7.41)
unde:

– sarcina radială corespunzătoare treptei de ordinul a cutiei de viteze;

– sarcina axială exterioară care acționează asupra rulmentului în treapta ;

– coeficient radial;

– coeficient de transformare a sarcinii axiale în sarcină radială;

– coeficient de rotație;

– rezultanta forțelor axiale ce iau naștere în rulmenții radiali-axiali sub influența sarcinilor radiale;

(7.42)
– coeficient dinamic;

Turația echivalentă se calculează cu relația:

(7.43)
unde:

– viteza medie a autovehiculului;

;

– raportul de transmitere principal;

– raza de rulara;

– raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;

(7.44)

În urma calculelor se adoptă următoarele tipuri de rulmenți având caracteristicile:

arborele secundar: se adoptă un rulment radia cu role conice conform .

Serie rulment :DIN 625T3.

Dimensiunile principale:

arborele intermediar: în ambele lagăre se adoptă rulmenți radiali cu role conice conform

.

Seria rulmentului: .

Dimensiunile principale:

– arborele primar: se adoptă un rulment radial role conice conform .

Seria rulmentului: .

Dimensiunile principale:

6.8. Mecanisme de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor prin roți dințate cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple poate fi: cu mufă de cuplare cu dantură periferică; cu mufă de cuplare cu dantură frontală.

Astfel se alege ca soluție constructivă o mufă de cuplare care are o construcție asemănătoare celei din figura de mai jos.

Fig.7.17. Mufă de cuplare

Aceasta reprezintă o mufă de cuplare a cărei soluție constructivă permite o cuplare mai ușoară a treptelor. Față de o mufă obișnuită simplă, mufa care ușurează cuplarea treptelor prezintă unele particularități. Dinții danturilor de cuplare ale roților dințate alternează, unul scurt, la jumătate din lungime, cu unul de lungime normală, iar dinții mufei sunt jumătate din numărul dinților danturilor de cuplare. De asemenea, marginile dinților danturilor de cuplare, ai roților dințate și ai mufei, sunt teșite.

Pentru evitarea autodecuplării mufei, dantura manșonului se execută înclinat, astfel determină apariția unei forțe axiale ce menține cuplată mufa.

Pentru a asigura o cuplare ușoară și fără șocuri, este necesar ca, prin operații suplimentare, să se realizeze egalarea vitezelor unghiulare ale elementelor de angrenare.

În cazul schimbării de la otreaptă inferioară la una superioară, egalarea vitezelor unghiulare se obține print-o dublă debreiere, iar în cazul schimbării de la o treaptă superioară la una inferioară în afară de o dublă debreiere se efectuează și o accelerare intermediară a motorului.