Destinatia, Conditiile Impuse Si Clasificarea Transmisiilor Principale Si a Diferentialelor

Destinatia, Conditiile Impuse Si Clasificarea Transmisiilor Principale Si a Diferentialelor

Byadmin ianuarie 1, 2024

REZUMAT

Această lucrare cuprinde mersul de calcul și proiectare a transmisiei principale și a diferențialului unei autoutilitare cu masa totală maximă autorizată mmax=18000 [kg] si viteza maximă, v=1100 [km/h]

Lucrarea cuprinde cinci capitole distincte.

Titlul primului capitol este: „Destinatia, conditiile impuse si clasificarea transmisiilor principale si a diferentialelor.”

În acest capitol sunt prezentate aspecte teoretice generale cu privire la transmisiile principale și diferentialele care echipează autovehiculele rutiere.

Capitolul al doilea prezintă studiul modelelor de autovehicule similare cu cel din tema de proiect. Acest studiu comparativ s-a realizat sub formă de tabel pentru a se putea evidenția componentele importante.

Capitolul al treilea prezintă studiul si determinarea parametrilor constructivi și a caracteristicilor dinamice.

Capitolul patru parcurge calculul de dimensionare si de verificare a transmisiei principale și a diferențialului ce echipează autoutilitara din tema lucrării.

Capitolul cinci are ca scop prezentarea operațiunilor pentru diagnosticarea, întreținerea si repararea transmisiilor principale si a diferentialelor.

CUPRINS

REZUMAT

CUPRINS

CAP. 1 DESTINAȚIA, CONDIȚIILE IMPUSE ȘI CLASIFICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI A DIFERENȚIALELOR

1.1. ROLUL, CONDIȚIILE IMPUSE ȘI CLASIFICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI ALE DIFERENȚIALELOR

1.2. SOLUȚII CONSTRUCTIVE DE TRANSMISII PRINCIPALE

1.3. SOLUȚII CONSTRUCTIVE ALE DIFERENȚIALELOR PENTRU AUTOVEHICULE

CAP. 2 STUDIU COMPARATIV AL AUTOVEHICULELOR SIMILARE CU CEL DIN TEMA LUCRĂRII

CAP. 3 DETERMINAREA PARAMETRILOR CONSTRUCTIVI ȘI A CARACTERISTICILOR DINAMICE

3.1. PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULULUI

3.2. PARAMETRII FUNCȚIONALI AI AUTOVEHICULULUI

3.3. PARAMETRII DINAMICI

CAP. 4 CALCULUL TRANSMISIEI PRINCIPALE ȘI A DIFERENȚIALULUI

4.1. CALCULUL TRANSMISIEI PRINCIPLALE

4.2. CALCULUL DIFERENȚIALULUI

CAP. 5 DIAGNOSTICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI

A DIFERENȚIALELOR

BIBLIOGRAFIE

DESTINAȚIA, CONDIȚIILE IMPUSE ȘI CLASIFICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI A DIFERENȚIALELOR

ROLUL, CONDIȚIILE IMPUSE ȘI CLASIFICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI ALE DIFERENȚIALELOR

Transmisia principală are rolul de a multiplica momentul motor primit de la transmisia longitudinală și de a-l transmite prin intermediul diferențialului, arborilor planetari dispuși, în majoritatea cazurilor, sub un unghi de 90º față de axa pinionului transmisiei principale.
În cazul dispunerii transversale a motorului automobilului, transmisia principală trebuie să transmită momentul motor între arbori având axele paralele.

Clasificarea transmisiilor principale

Transmisii principale simple realizează raportul de transmitere i0 printr-un singur angrenaj.

Transmisia principale duble realizează raportul de transmitere i0 prin două angrenaje înseriate.

Transmisii principale complexe realizează după necesități două rapoarte de transmitere: i01 și i02.

Diferențialul este un mecanism, montat între transmisia principală și transmisia la roțile motoare, care permite obținerea de viteze unghiulare diferite la roțile punții.

În lipsa diferențialului, în anumite condiții de deplasare ale automobilului, apare între roțile punții, așa-numita putere parazită.

De obicei, apariția puterii parazite este provocată de dimensiunile diferite ale razelor roților la deplasarea rectilinie pe căi netede, sau de rularea roților egale, când au de parcurs spații diferite (viraj sau drum cu denivelări).

Diferențialul va intra în funcțiune și va modifica vitezele unghiulare ale roților, mărind-o pe cea a roții exterioare și micșorand-o pe cea a roții interioare virajului.

După principiul de funcționare diferențialele se pot clasifica în:

diferențiale simple;

diferențiale blocabile;

diferențiale autoblocante.

După valoarea momentului transmis la roțile motoare diferențialele pot fi:

simetrice;

asimetrice.

SOLUȚII CONSTRUCTIVE DE TRANSMISII PRINCIPALE

La transmisiile principale simple și la primul angrenaj al transmisiilor principale duble sau complexe se utilizează angrenaje cu roți dințate conice, hipoide sau melc-roată melcată.

Dintre tipurile de danturi ale roților conice cea mai mare răspândire o au angrenajele conice cu dantura curbată.

Avantajele danturii curbate, față de celelalte tipuri de danturi:

pentru rapoarte de transmitere egale poate avea dimensiuni de gabarit de până la de două ori mai mici (numărul minim de dinți ai pinionului poate fi redus la 5…6 față de minimum 13 la celelalte două tipuri);

la dimensiuni egale suportă încărcări mai mari datorită măririi numărului de dinți aflați simultan în angrenare;

între dinții pinionului de atac și cei ai coroanei are loc un contact progresiv, în acest fel eliminându-se șocurile și determinându-se o sporire a durabilității și o diminuare a zgomotului.

Dezavantajele danturii curbate constau în:

costul ridicat față de celelalte tipuri prin complicitatea tehnologiei de fabricatie;

necesitatea unor reglaje precise la montare;

ungere pretențioasă pentru reducerea frecărilor mai mari dintre dinți.

Fig. 1.1. Transmisia principală cu angrenajele conice cu dantură curbată [12]

Transmisii principale cu angrenaj melc-roată melcată pot fi:

Cu melcul dispus sub roata melcată, (la unele autobuze, se asigură o coborâre a planșeului și îmbunătățirea accesului pasagerilor)

Cu melcul dispus deasupra roații melcate. (permite mărirea capacității de trecere a automobilului și micșorarea unghiului de înclinare al transmisiei principale) .

Avantajele transmisei principale cu melc-roată melcată:

gabarit redus și greutate mică

rapoarte de transmitere mari,

funcționare silențioasă,

Dezavantajele transmisei principale cu melc-roată melcată:

randamentul scăzut,

ungerea deficitară

costurile ridicate.

Fig. 1.2. Transmisia principală cu angrenaj roata melcată-melc [13]

Transmisia principală dublă

Transmisia principala multiplica si transmite momentul motor de la arboreal longitudinal la diferential , in cazul autocamioanelor organizate dupa solutia clasica si de la arboreal secundar al cutiei de viteze la diferential la automobilele organizate dupa Solutia totul in spate sau totul in fata.

În cazul autocamioanelor grele și la autobuze, unde este nevoie de un raport de transmitere mare, ce nu poate fi realizat cu o transmisie principală simplă, cu menținerea unei gărzi la sol ridicate se utilizează transmisie principală dublă (fig. 1.3).

Prima treaptă, este formată din perechea de roți dințate conice cu dantură curbă 1 și 2, iar a doua treaptă de perechea roților dințate cilindrice 3 și 4 cu dinți înclinați. Arborele intermediar 6 se sprijină în carcasa transmisiei principale prin intermediul a doi rulmenți cu role conice 7.

Șaibele calibrate 5 dintre capacele 8 și carterul transmisiei principale servesc la reglarea jocului coroanei 2.

Fig. 1.3. Schema cinematică și construcția transmisieiprincipale duble cu ambele trepte montate în partea centrală a punții. a – schema cinematică;b – constructia

SOLUȚII CONSTRUCTIVE ALE DIFERENȚIALELOR PENTRU AUTOVEHICULE

Diferentialul este un mecanism (bazat pe niste pinioane similare celor din cutia de viteze) care permite rotilor responsabile cu tractiunea sa se invarta cu viteze diferite in viraj (acolo unde, este important de notat ca rotile se vor roti cu viteze diferite). Pentru rotile care nu sunt antrenate de motor / transmisie, asa cum sunt rotile din spate la automobile cu tractiune fata (FWD), aceasta nu este o problema, pentru ca acele roti se pot roti liber, nefiind interconectate. Dar rotile tractoare sunt legate intre ele, asa incat un (singur) motor sa le poata antrena pe ambele simultan (prin intermediul transmisiei).

Asadar, un diferential este un mecanism subsidiar cutiei de viteze, care permite rotilor sa se invarta cu viteze diferite, in functie de raza virajului. La automobilele cu tractiune integrala, pot exista trei diferentiale: unul pentru puntea fata, altul pentru puntea spate si inca unul central (intre cele doua punti), acesta din urma fiind necesar datorita faptului ca rotile din fata nu se rotesc decat foarte rar cu aceeasi viteza precum cele din spate. La autoturismele cu tractiune pe o singura punte, indiferent fata sau spate, este necesar un singur diferential, din motive evidente.

Fig. 1.4. Diferențialul [15]

Diferențial simplu, simetric, cu roți dințate conice (Fig. 1.5)

Fig. 1.5. Diferențial simplu simetric cu roți dințate conice [4]

Carcasa 7 a diferențialului, solidară prin șuruburile 11 de coroana dințată 4 a transmisiei principale, se rotește datorită mișcării primite de la transmisia principală.

În carcasă se află sateliții 6 și 10 care angrenează cu roțile planetare 9 și 12 montate pe canelurile arborilor planetari 1 și 8. Fixarea sateliților în carcasa 5 se face prin bolțul 5. Pentru a asigura o centrare bună și o angrenare corectă a sateliților cu roțile planetare, la unele construcții suprafața frontală a sateliților este sferică.

Pentru a micșora uzura prin frecare între suprafețele de contact ale sateliților și roților planetare cu carcasa diferențialului, se introduc șaibele 2 și 3 din oțel moale sau bronz.

Diferențial autoblocabil (Fig. 1.6)

Fig. 1.6. Diferențial autoblocabil [4]

Pe arborele planetar 1 se află o porțiune canelată pe care se montează manșonul 3, care cuplează cu dantura interioară 2, executată pe carcasa diferențialului.

Când cuplajul se află în pozitia din figură, diferențialul se comportă ca un diferențial simplu.

Când dantura manșonului 3 cuplează cu dantura 2, diferențialul este blocat, adică arborii planetari se rotesc totdeauna cu aceeași viteză unghiulară, egală cu a carcasei.

Diferențialele se utilizează și ca mecanisme interaxiale în scopul eliminării circulației puterilor parazite în transmisia automobilului cu mai multe punți motoare.

Pentru automobilele 4×4 cu repartiție egală a greutății pe punți, se utilizează diferențiale simetrice.

În cazul automobilelor 4×4 cu repartiție inegală a greutății pe punți, se utilizează diferențiale asimetrice.

Fig. 1.7. Diferențiale asimetrice [4]

STUDIU COMPARATIV AL AUTOVEHICULELOR SIMILARE CU CEL DIN TEMA LUCRĂRII

Pentru proiectarea ambreiajului indicat în tema lucrării, s-a efectuat un studiu comparativ pentru trei modele de autovehicule cu specificații tehnice similare.

Rezultatele studiului sunt prezentate în tabelul 2.1.

Tabelul 2.1 Autovehiculele cu pecificații similare cu cel din tema lucării.

DETERMINAREA PARAMETRILOR CONSTRUCTIVI ȘI A CARACTERISTICILOR DINAMICE

PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULULUI

Parametrii constructivi fac parte din calitățile tehnice generale ale automobilelor care determină gradul de adaptabilitate al acestora la anumite cerințe de exploatare în condiții optime de securitate, confort și eficiență economică.

In baza studiului modelelor similare de autovehicule, prezentate în tabelul 2.1, s-au adoptat parametrii constructivi conform tab. 3.1.

Tabelul 3.1 Parametrii dimensionali și masici ai autovehiculului.

PARAMETRII FUNCȚIONALI AI AUTOVEHICULULUI

În urma studiului s-au adoptat constructiv, pentru autovehiculul din tema lucrării, umatorii parametrii funcționali:

1. Motorul

-cilindreea: 5098 [cm3]

-puterea maximă: 177 [kW]

-turația la puterea maximă: 2200 [rot/min]

-momentul maxim: 900 [Nm]

-turația la moment maxim: 1600 [rot/min]

2. Transmisia

-tipul ambreiajului: mecanic bidisc cu arcuri periferice cu comandă hidraulică

-tipul cutiei de viteză: manuală 6+1 trepte

-raportul de transmitere al transmisiei principale: i0 = 3,58

-rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze:

icv1=6,34, icv2=4,25, icv3=2,98, icv4=2,00, icv5=1,35, icv6=0,78

3. Punți: punți față și spate rigide, punte din spate motoare.

4. Sistem de franare cu tambur și saboti

5. SisHICULULUI

În urma studiului s-au adoptat constructiv, pentru autovehiculul din tema lucrării, umatorii parametrii funcționali:

1. Motorul

-cilindreea: 5098 [cm3]

-puterea maximă: 177 [kW]

-turația la puterea maximă: 2200 [rot/min]

-momentul maxim: 900 [Nm]

-turația la moment maxim: 1600 [rot/min]

2. Transmisia

-tipul ambreiajului: mecanic bidisc cu arcuri periferice cu comandă hidraulică

-tipul cutiei de viteză: manuală 6+1 trepte

-raportul de transmitere al transmisiei principale: i0 = 3,58

-rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze:

icv1=6,34, icv2=4,25, icv3=2,98, icv4=2,00, icv5=1,35, icv6=0,78

3. Punți: punți față și spate rigide, punte din spate motoare.

4. Sistem de franare cu tambur și saboti

5. Sistem de directie: servohidraulic cu mecanism cu melc globoidal și rolă.

6. Anvelope: 295/80R 22.5

PARAMETRII DINAMICI

CARACTERISTICA EXTERIOARĂ

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii exterioară.

Prin caracteristica exterioară se înțelege funcția de dependență a momentului motor și a puterii motorului față de turația arborelui cotit la admisie totală, cu valorile optime ale reglajelor și temperatura de funcționare a motorului.

Pentru motoarele a căror caracteristică nu este determinată experimental se folosește o exprimare analitică a caracteristici exterioare de forma P=P(n), M=M(n), conform recomandărilor din literatura de specialitate [4].

Pentru ridicarea caracteristicii exterioare se folosesc relațiile:

[4] ( 3.1)

unde: nmin – turația minimă

nM – turația la moment maxim

[4] ( 3.2)

unde:

nmax -turația maxima

nm – turația la puterea maxima

[4] (3.3)

unde:

Mp – momentul la puterea maximă

Pmax – puterea maximă

[4] (3.4)

unde:

Me –momentul motor

Mmax-momentul maxim

n-turația arborelui motor

nM-turația corespunzătoare momentului

np- turația corespunzătoare puterii maxime

[4] (3.5)

Rezultatele obtinute sunt centralizate în Tabelul 3.2 și reprezentate grafic în Figura 3.1.

Tabelul 3.2. Valorile parametrilor caracteristicii exterioare.

Figura 3.1 Caracteristica exterioară a motorului autovehiculului.

CARACTERISTICA DE TRACȚIUNE

Bilanțul de tracțiune al autovehiculului reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia la mișcarea rectilinie, pe un drum oarecare cu motorul funcționând plină sarcină cu reglajele la valorile optime.

Forța totală la roată dezvoltată de motor notată cu FR, reprezintă suma forțelor tangențiale de la toate roțile motoare ce echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare, adică rezistența la rulare Rr, rezistența la urcare a pantei Rp, rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd.

[N] [4] (3.6)

unde: FR – forța tangențială la roată

Rr : rezistența la rulare

Rp : rezistența la pantă

Ra : rezistența aerului

Rd : rezistența la demarare

Variația parabolică a forței la roată este determinată de caracterul variației momentului motorului în funcție de turație.

Caracteristica de tracțiune reprezintă graficul de variație al forței tangențiale la roată dezvoltată de motor în funcție de viteza de deplasare pentru fiecare treaptă de viteză selectată FR=f(va).

[4] (3.7)

unde: ηtr – randamentul total al transmisiei;

Viteza teoretică a autovehiculului se calculează cu relația:

[4] (3.8)

unde: i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale;

icv – raportul de transmitere al treptelor de viteză;

rr – raza de rulare a roții

(3.9)

unde: – coeficient de deformare a pneului (=0,94…0,950 – pentru pneurile de autocamioane și autobuze)

ro – raza liberă a roții (în funcți de tipul și dimensiunea anvelopei)

[4] (3.10)

Unde: B – balonajul anvelopei, în [mm]

H/B – raportul dintre înățimea secțiunii anvelopei și balonajul acesteia in procente

Dj – diametrul jantei roții exprimat in țoli ( 1 țol = 25,4 [mm] )

Rezultatele obtinute cu relațiile (3.7) și (3.8) pentru fiecare treaptă de viteze sunt centralizate în Tabelul 3.3 și reprezentate grafic în figura 3.2

Tabelul 3.3. Valorile forței tangențiale la roată

Figura 3.2. Caracteristica de tracțiune a autovehiculului.

Rezistența la rulare se determină cu relația:

[N] [4] (3.11)

unde : Ga- greutatea totală maximă a autovehiculului

f – coeficientul de rezistență la rulare

f = (0.018…0.024), se adoptă f = 0,022;

Rezistența aerului se se determină cu relația :

[N] [4] (3.12)

unde ρ – densitatea aerului (ρ = 1,226 [kg/m3]);

A- aria secțiunii transversale a autovehiculului

Cx – coeficient de rezistență al aerului;

[4] (3.13)

[m2] [4] (3.14)

CF – coeficient de corecție;

CF = (0.95…1.05) (se adoptă CF =1);

B1 – ecartamentul roților din față al autovehiculului;

H – înălțimea autovehiculului

Rezultatele obținute sunt trecute în Tabelul 3.4, iar bilanțul de tracțiune este reprezentat grafic în Figura 3.3.

Tabelul 3.4 Valorile rezistenței aerului si rezistenței la rulare.

Figura 3.3. Bilanțul de tracțiune a autovehiculului

CARACTERISTICA DINAMICĂ

Forța de tracțiune disponibilă, excedentară Fe = FR-Ra [4], care se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare, caracterizează dinamicitatea autovehiculului, dar nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehiculele de greutăți diferite deoarece la valori egale ale forței excedentare Fe, calitățile dinamice ale unui autovehicul cu greutate totală mai mică sunt superioare celor ale unui autovehicul cu greutate totală mai mare. De aceea, aprecierea calităților dinamice ale autovehiculelor se face cu ajutorul factorului dinamic D, care reprezintă o forță excedentară specifică, deci un parametru adimensional, definit ca raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fe și greutatea totală a autovehiculului Ga:

[4] (3.15)

Caracteristica dinamică a autovehiculului reprezintă variația factorului dinamic în funcție de viteza autovehiculului, pentru toate treptele cutiei de viteză.

Valorile factorului dynamic determinate cu relația 3.16 sunt centralizate in Tabelul 3.5, iar caracteristca dinamică este prezentată în Figura 3.4.

Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața drumului și atunci limita superioară a acestei forțe este:

[N] [4] (3.17)

unde: φ – coeficientul de aderență al drumului

pentru drum uscat φuscat = 0.75

pentru drum umed φumed = 0.35

Zi – reacțiunea normală la puntea motoare (puntea din spate)

[N] [4] ( 3.18)

unde:

a – distanța de centrul de greutate al autovehiculului până la axa punții din față pe

direcție orizontală

L – ampatamentul autovehiculului

Ga- greutatea totală a autovehicului încărcat

Introducând valoarea FRmax în expresia factorului dinamic se obține factorul dinamic al drumului sau factorul de propulsie notat cu Dφ:

[4] ( 3.19)

Rezultatele obtinute sunt trecute în Tabelul 3.6 și reprezentate grafic în Figura 3.4 împreună cu caracteristca dinamică.

Tabelul 3.5. Factorului dinamic al autovehiculului

Figura 3.4. Caracteristica dinamică a autovehiculului si caracteristica de propulsie.

Tabelul 3.6. Factorul de propulsie

Îmbunătățirea performanțelor autovehiculelor se obține prin creșterea factorului dinamic. Acesta se poate realiza prin mărirea momentului motor, prin mărirea raportului de transmitere din transmisia principală, prin reducerea greutății proprii și prin construirea unor caroserii mai aerodinamice.

CALCULUL TRANSMISIEI PRINCIPALE ȘI A DIFERENȚIALULUI

CALCULUL TRANSMISIEI PRINCIPLALE

Dimensionarea geometrică a angrenajelor

Parametrii geometrici ai angrenajelor conice cu dinți drepți sau curbați prezentați în figura 4.1 următoare sunt calculați în cele ce urmează .

Fig. 4.1 Parametrii geometrici aia angrenajelor cu dinți. [5]

Determinarea momentului de calcul

Ca mărime de intrare pentru automobilele cu o punte motoare se consideră momentul de torsiune al motorului MM redus la angrenajul calculat, dat de relația :

Nm

unde :

– icv1 este raportul de transmitere al primei trepte de viteză ;

ηcv este randamentul cutiei de viteze (ηcv = 0,97…0,98) ;

Numerul de dinți

Se adoptă : z1 = 9 numărul de dinți ai pinionului de atac

z2 = z1 i0 = numărul de dinți ai coroanei.

Unghiul de angrenare

αn = 20° ( conform STAS6844 – 63 ) ;

Lățimea danturii

b = 20 mm ;

Unghiul de înclinare al dintelui în secțiune medie a danturii

βm = 35 – 40 °

Se adoptă βm = 35° ;

Unghiul semiconului de divizare

Modulul normal

În conformitate cu Mc se adoptă din nomogramă mn = 5 [mm];

Modulul frontal

[mm] ;

se adoptă mf = 9,3 [mm] ;

Lungimea generatoarei conului de divizare

mm ;

Coeficientul înălțimii capului de referință normal și frontal

Coeficientul jocului de referință la fund normal și frontal

Adâncimea de lucru a dinților

mm ;

Jocul la fund

mm ;

Înălțimea dintelui

mm ;

Înălțimea capului

Înălțimea piciorului

Diametrele de divizare

Unghiul piciorului dintelui

Semiunghiul exterior al conului

Unghiul interior conului

Diametrele de vârf

Distanța de la vârful conului până la dantură

Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor

Verificarea danturii la încovoiere

Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relația :

unde :

– este forța tangențială

– kc este un coeficient care ține seama de concentrările de eforturi ce au loc la baza dintelui (kc = 1,2 .. 1,4 pentru dantură călită; kc = 1,2 pentru dantură cementată;)

Se adoptă kc = 1,2 .

– k1 este un coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui (k1 = 1,1…1,2 pentru pinion în consolă; k1 = 1,0 … 1,1 pentru pinion între reazeme)

Se adoptă k1 = 1,15 .

– ks este un coeficient dimensional.

– kd este un coeficient de încărcare dinamică (kd = 1,25 pentru autovehicule)

y este un coeficient de formă ; se adoptă y = 2,25 .

Pn este pasul normal –

kε este un coeficient de acoperire kε = (0,8 …0,9)ε

unde : ε este gradul de acoperire

kε = 0,85ε=1,223 .

Atunci :

Verificarea danturii la presiunea de contact

Presiunea de contact a roților conice se determină cu relația :

unde :

– este lungimea dintelui ;

– ρ este raza de curbură redusă

Atunci :

Verificarea danturii la oboseală

Efortul unitar siN care apare datorită solicitărilor la încovoiere repetată a danturii se determină cu relația :

unde :

sia este efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării repetate a unei sarcini cu un număr de cicluri N = 6·106

sia = 2100 [daN/cm2] ;

ka coeficient de anduranță

Se adoptă ka = 1,8 ;

kt coeficient de temperatură, ;

c – coeficient de siguranță. Se adoptă c = 1,1 ;

Atunci :

Pentru obținerea anduranței necesare va trebui ca efortul unitar la încovoiere să nu depășească efortul unitar dat de relația de mai sus :

Calculul arborilor transmisiei principale

Arborele pinionului de atac

Calculul reacțiunilor

Fig. 4.1. Schema de încărcare a arborelui pnionului de atac.

Se adoptă lungimile l1 = 90 mm și l2 = 240 [mm].

În plan orizontal ( H ) :

ΣMB = 0

unde :

În plan vertical ( V ) :

ΣMB = 0

Atunci :

Calculul momentelor

În plan orizontal ( H ) :

În plan vertical ( V ) :

Momentul încovoietor rezultant este :

Momentul de torsiune ce solicită arborele este : Mt1 =645000 [Nmm]

Momentul echivalent este :

unde : α = 0,5 ;

Din condiția de rezistență la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secțiunea în care se află punctul A:

; unde σai = 250 [N/mm2] .

Se adoptă dA = 58 [mm].

Momentul echivalent din punctul C este :

unde : α = 0,5 ;

Din condiția de rezistență la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secțiunea în care se află punctul C :

;

unde σai = 250 [N/mm2] .

Se adoptă dC = 30 [mm] .

Diagrama de momente este prezentata in figura de mai jos.

Fig. 4.2. Diagrama de momente ce încarcă arborele pinionului de atac.

Arborele coroanei transmisiei principale

Calculul reacțiunilor

Fig. 4.3. Diagrama de încărcare a arborelui coroanei transmisiei principale.

Se adoptă lungimile l3 = 230 [mm] și l4 = 90 [mm].

În plan orizontal ( H ) :

ΣMC = 0

unde :

În plan vertical ( V ) :

ΣMC = 0

Atunci :

Calculul momentelor

În plan orizontal ( H ) :

În plan vertical ( V ) :

Momentul încovoietor rezultant este :

Momentul de torsiune ce solicită arborele este : Mt2=2797611[Nmm].

Momentul echivalent este :

unde : α = 0,5 ;

Din condiția de rezistență la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secțiunea în care se află punctul E :

; unde σai = 250 [N/mm2] .

Se adoptă dA = 63 [mm].

Momentul echivalent din punctele D,C este :

Din condiția de rezistență la solicitări compuse rezultă diametrul necesar în secțiunile în care se află punctele D și C :

; unde sai = 250 [N/mm2].

Se adoptă dC = 105 [mm].

Diagrama de momente este următoarea :

Fig. 4.4. Diagrama de momente ce încarcă arberele coroanei principale.

Calculul lagărelor

Lagărele pentru arborele pinionului de atac

Pentru acest arbore se adoptă montaj în ,,O’’ .

Fig. 4.5. Schema de montaj în ,,O’’ a rulementului.

Pentru lagărul din B :

Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând.

Pentru acest rulment deci :

.

Sarcina echivalentă este dată de relația:

, unde :

p=3,33 pentru rulmenți cu role ;

L este durabilitatea rulmentului în milioane de rotații .

în care :

n este turația de antrenare ; [rot/min];

Dh este durata de funcționare ;

Dh=1500 [h] ;

Atunci :

[kN] .

Deci C < Cr (Cr=34 [kN]) .

Pentru lagărul din A :

Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând.

Pentru acest rulment deci :

Atunci :

kN ;

Deci C < Cr (Cr=58,1 kN) .

Lagărele arborelui coroanei

Pentru acest arbore se adoptă montaj în ,, X ’’ .

Fig. 4.6. Schema de montaj în ,,X’’ a rulementului.

Deci suntem în cazul :

Pentru lagărul din C:

Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând.

Pentru acest rulment deci :

n este turația de antrenare ; [rot/min];

Dh este durata de funcționare ;

Dh=1500 [h] ;

Atunci :

[kN];

Deci C < Cr (Cr=58,5 kN) .

Pentru lagărul din C:

Se adoptă rulmentul radial axial cu role conice pe un rând.

Atunci :

[kN];

Deci C < Cr (Cr=58,5 kN) .

CALCULUL DIFERENȚIALULUI

Calculul de dimensionare și verificare a angrenajelor

Numarul de dinți

Se adoptă : z1 = 9 numărul de dinți ai sateliților ;

z2 = 16 numărul de dinți ai roților planetare.

Unghiul de angrenare

αn = 20° ( conform STAS 6844 – 63 ) ;

Lățimea danturii

b = 15 [mm];

Unghiul de înclinare al dintelui în secțiune medie a danturii

Se adoptă βm = 0° ;

Unghiul semiconului de divizare

Modulul normal

Se adoptă din nomogramă mn = 3,5 [mm];

Modulul frontal

[mm];

se adoptă mf = 4 [mm];

Lungimea generatoarei conului de divizare

[mm];

Coeficientul înălțimii capului de referință normal și frontal

Coeficientul jocului de referință la fund normal și frontal

Adâncimea de lucru a dinților

[mm];

Jocul la fund

[mm];

Înălțimea dintelui

[mm];

Înălțimea capului

Înălțimea piciorului

Diametrele de divizare

Unghiul piciorului dintelui

Semiunghiul exterior al conului

Unghiul interior conului

Diametrele de vârf

Distanța de la vârful conului până la dantură

Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor

Verificarea danturii la încovoiere

Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relația :

unde :

– este forța tangențială

– kc este un coeficient care ține seama de concentrările de eforturi ce au loc la baza dintelui,kc = 1,2 .. 1,4 pentru dantură călită ; kc = 1,2 pentru dantură cementată ;

Se adoptă kc = 1,2 .

– k1 este un coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui

k1 = 1,1 … 1,2 pentru pinion în consolă;

k1 = 1,0 … 1,1 pentru pinion între reazeme;

Se adoptă k1 = 1,15 .

– ks este un coeficient dimensional

kd este un coeficient de încărcare dinamică

kd = 1,25 pentru autovehicule normale

y este un coeficient de formă ; se adoptă y = 2,7 .

Pn este pasul normal

kε este un coeficient de acoperire

kε = (0,8 …0,9)ε

unde : ε este gradul de acoperire

kε = 0,9ε=1,2215 .

Atunci :

Verificarea danturii la presiunea de contact

Presiunea de contact a roților conice se determină cu relația :

unde :

– este lungimea dintelui ;

– ρ este raza de curbură redusă

Atunci :

Verificarea danturii la oboseală

Efortul unitar σiN care apare datorită solicitărilor la încovoiere repetată a danturii se determină cu relația :

unde :

sia este efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării repetate a unei sarcini cu un număr de cicluri N = 6·106

sia = 2100 [daN/cm2];

ka coeficient de anduranță. Se adoptă ka = 1,8 ;

kt coeficient de temperatură. ;

c – coeficient de siguranță. Se adoptă c = 1,1 ;

Atunci :

Pentru obținerea anduranței necesare va trebui ca efortul unitar la încovoiere să nu depășească efortul unitar dat de relația de mai sus :

Calculul de rezistență pentru celelalte elemente

Schema de calcul este următoarea:

Fig. 4.7.

Momentul de calcul

[Nm];

unde : N = 4 este numărul de sateliți ;

Efortul unitar la forfecare (pentru axul sateliților)

[N/mm2]

Efortul admisibil este:

[N/mm2] .

Efortul unitar la strivire (dintre axul satelitului și satelit)

[N/mm2] ;

Efortul admisibil este:

[N/mm2].

Efortul unitar la strivire (dintre axul sateliților și carcasa diferențialului)

[N/mm2]; [N/mm2] .

Efortul unitar la strivire (satelit și carcasa diferențialului)

[N/mm2]

Efortul admisibil este:

[N/mm2].

DIAGNOSTICAREA TRANSMISIILOR PRINCIPALE ȘI A DIFERENȚIALELOR

Datele statistice indică faptul că din totalul defectărilor apărute la autovehicule în timpul exploatării 20% sunt datorate transmisiei. De asemenea, 10% din cheltuielile generale de mentenanță sunt generate de transmisie.

Defectările apărute în transmisie au următoarea structură: 60% ambreiajul, 16% cutia de viteze, 14% transmisia centrală, diferențialul și arborii planetari, iar 13% transmisia cardanică.

Parametrii de diagnosticare generală utilizați sunt:

drumul parcurs liber;

puterea pierdută prin frecări;

jocul unghiular global;

zgomotele și vibrațiile.

Diagnosticarea după drumul parcurs liber

Metoda constă din măsurarea distanței parcurse de automobil prin inerție. Porțiunea de drum pe care se efectuează proba trebuie să fie orizontală, rectilinie, cu îmbrăcăminte asfaltică fără denivelări, uscată și fără vânt.

Pe această porțiune de drum se aduce autovehiculul la o viteză superioară vitezei de referință (indicată de firma producătoare) și apoi se transferă maneta schimbătorului de viteze în poziția neutră lăsând vehiculul să ruleze liber până la oprire. Măsurarea distanței parcurse începe din momentul în care se atinge viteza de referință. Se recomandă parcurgerea porțiunii de drum în ambele sensuri iar rezultatul măsurătorilor va fi media aritmetică. Pentru măsurarea cu precizie se utilizează dispozitivul “roata a 5-a”.

Autenticitatea informațiilor date de această metodă este relativ redusă datorită influenței unor factori care nu au legătură directă cu starea tehnică a transmisiei cum sunt: presiunea din pneuri și starea acestora, frecările din mecanismul de frânare, reglajele rulmenților roților, regimul termic al agregatelor transmisiei, condițiile de trafic, etc.

Rezultatele obținute se compară cu datele indicate de producător.

Diagnosticarea după puterea pierdută prin frecări

Diagnosticarea se realizează pe standuri cu rulouri echipate cu frâne electrice reversibile care pot lucra atât ca motoare cât și ca frâne. Starea generală a transmisiei se apreciază raportând puterea necesara pentru antrenarea punții motoare la puterea nominală a motorului. Antrenarea rulourilor se va face la aceeași turație la care s-a efectuat determinarea puterii motorului.

Diagnosticarea transmisiei după jocul unghiular global

Proba pune în evidență gradul de uzură și corectitudinea reglajelor componentelor transmisiei.

Utilitatea acestei metode constă în faptul că previne avariile grave și defectările componentelor transmisiei. Valoarea medie a jocului unghiular global este de 20º…23º, pentru o variație de la 6º la 70º, valori determinate în cadrul unui parc de autovehicule, figura 5.1.

Fig.5.1 Variația medie a jocului unghiular global.

Construcția dispozitivului care permite această diagnosticare diferă în funcție de tipul transmisiei.

Măsurarea se realizează la una din roțile motoare, roata opusă fiind blocată, iar autovehiculul

suspendat. În figura 5.2. este prezentat un astfel de dispozitiv.

Fig.5.2 Dispozitiv pentru măsurarea jocului unghiular global din transmisie: 1 – indicator;

2 – cadran reglabil; 3 – cheie dinamometrică; 4 – tambur roată

Indicatorul 1 se montează pe tamburul roții suspendate, iar cadranul reglabil 2 se montează pe trompa punții motoare sau pe un alt element fix (braț de suspensie, caroserie, etc.).

Cu cheia dinamometrică 3 se acționează asupra tamburului roții 4 într-un sens, până se preiau toate jocurile. Forța de acționare este de 2…2,5 [daN]. După preluarea jocurilor se fixează cadranul reglabil la poziția “0” și se rotește apoi tamburul în sensul contrar. Se citește valoarea jocului unghiular. Cheia dinamometrică se fixează de tambur prin intermediul șuruburilor (prezoanelor) de prindere a roții.

Diagnosticarea după zgomote și vibrații

Creșterea jocurilor din transmisie ca urmare a proceselor de uzare precum și datorită dereglărilor se manifestă adeseori și prin apariția de zgomote și vibrații. Jocurile apar în angrenaje, lagăre, îmbinări canelate, pârghii și alte organe. Zgomotele și vibrațiile se transmit carcaselor și de acolo, prin intermediul suporților elastici, la șasiu și caroserie și se amplifică direct proporțional cu parcursul efectuat.

Metoda vibroacustică de măsurare se bazează pe dependența care există între gradul de uzură sau de deteriorare a suprafețelor de angrenare și vibrația carterelor. Prin măsurarea amplitudinii și intensității vibrațiilor pereților carterelor se poate stabili gradul de uzare, prin comparare cu valorile etalon. În acest scop se utilizează o instalație care cuprinde unul sau mai mulți senzori piezoelectrici care se plasează (magnetic sau prin alte metode) pe carcasa subansamblului (cutie de viteze, cutie de distribuție, reductor central, etc.). De la senzori, semnalul electric este amplificat și transmis spre calculator sau înregistrator. Diagrama rezultată indică, prin comparare care sunt elementele uzate și gradul de uzură al acestora.

Metoda vibroacustică prezintă marele avantaj că permite diagnosticarea unora din subansamble fără demontarea acestora, dar rezultatele sale sunt influențate de calitatea lubrifiantului, zona de poziționare a senzorilor, semnalele parazite etc. Aparatura trebuie sa poata prelua și prelucra semnale în gama de frecvențe 5…20000 [Hz].

Diagnosticarea pe elemente a transmisiei

Defecțiunile care intervin la subansamblele transmisiei se datorează solicitărilor termice, oscilațiilor induse de mișcarea autovehiculului, șocurilor din angrenaje, modificărilor structurale precum și datorită modificărilor proprietăților fizico-chimice ale materialelor antifricțiune și lubrifianților. De asemenea, un rol însemnat îl are modificarea caracteristicii resorturilor înglobate în transmisie (ambreiaj, sisteme de cuplare, mecanisme de comandă a cuplării).

BIBLIOGRAFIE

Abăităncei, D., Bobescu, Gh. “Motoare pentru automobile” Editura Didactică și Pedagogică, București, 1975

Bobescu, Gh. Guber, I., ș.a., Motoare pentru automobile și tractoare, Ed. Tehnică, Chișinău, 1998.

Fodor, D. Blaga, V. Dinamica autovehiculelor , Editura Universitatii din Oradea, 2007.

Fodor, D . Dinamica autovehiculelor- Indrumar de laborator Editura Universitatii din Oradea, 2007.

Frățilă, Gh. Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică București,1977.

Grünwald, B. “Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere”, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Marincaș, D., Negruș, E. Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile, Ed. Didactică și pedagogică, București, 1977.

Mitran, T., Dragomir, G. “Calculul termic al motoarelor cu ardere internă”, Editura Universității din Oradea, 2007.

5. Nagy, T. Exploatarea autovehiculelor, Universitatea Brașov, 1983.

www.carfolio.com

www.wikipedia.ro

*** Colecție STAS

http://www.e-automobile.ro/categorie-transmisii/111-diferential-auto.html

http://www.mtfca.com/discus/messages/257047/276723.html?1332475088

http://www.car-setup.com/Diferential.php

https://newpartsauto.wordpress.com/page/9/