DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ Proiectarea cutiei de viteze… [306688]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR

PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE

FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ

Proiectarea cutiei de viteze automate pentru un autoturism dotat cu motor ce dezvoltă puterea maximă efectivă 78 kW la turația de 5800 rot/min și momentul maxim efectiv 200 Nm la turația de 2800 rot/min

CONDUCĂTORȘTIINȚIFIC

Conf. dr.ing. Dragomir George

ABSOLVENT: [anonimizat]

2018

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

DEPARTAMENTUL INGINERIE MECANICĂ ȘI AUTOVEHICULE

TEMA 42

Lucrare de finalizare a studiilor a student: [anonimizat]

1). Tema lucrării de finalizare a studiilor Proiectarea cutiei de viteze automate pentru un autoturism dotat cu motor ce dezvoltă puterea maximă efectivă 78 kW la turația de 5800 rot/min și momentul maxim efectiv 200 Nm la turația de 2800 rot/min

2). Termenul pentru predarea lucrării 29.06.2018

3). Elemente inițiale pentru elaborarea lucrării de finalizare a studiilor Documentarea din bibliografia recomandată și studiul de funcționare a cutiilor de viteze din laborator.

4). Conținutul lucrării de finalizare a studiilor : Lucrarea este împărțită în două părți: o parte scrisă și o parte grafică. Partea scrisă este structurată în 6 capitole. Primul capitolul prezintă o introducere a noțiuni generale ale cutiilor de viteze. [anonimizat], dar și a componentelor sale. În capitolul al treilea s-a realizat partea de calcul dinamic al autoturismului. [anonimizat] s-a realizat calculul de rezistență a danturi roților, a arborilor și alegerea rulmenților. În cel de al V-[anonimizat]. [anonimizat], care sunt necesare pentru a putea exploata cutia de viteze timp îndelungat și în siguranță.

5). Material grafic: Conține 4 desene: 1 desen de ansamblu pe format A1, 1 desen cu scheme cinematice pe format A2 și 2 desen de execuție pe format A3. Toate desenele sunt realizate în program CAD.

6). Locul de documentare pentru elaborarea lucrării:Biblioteca Universității din Oradea

7). Data emiterii temei 15.10.2017

[anonimizat],

prof.univ.dr. ing. Rus Alexandru conf. dr. ing. Dragomir George

Absolvent: [anonimizat]…………../……………

DECLARAȚIE DE AUTENTICITATE

A

LUCRĂRII DE FINALIZARE A STUDIILOR

(Proiect de diplomă)

Titlul lucrării: Proiectarea cutiei de viteze automate pentru un autoturism dotat cu motor ce dezvoltă puterea maximă efectivă 78 kW la turația de 5800 rot/min și momentul maxim efectiv 200 Nm la turația de 2800 rot/min

Autorul lucrării Kulpinski Andrei

Lucrarea de finalizare a [anonimizat], a anului universitar 2017-2018.

[anonimizat] [anonimizat] , declar pe proprie răspundere că această lucrare a [anonimizat] o parte a lucrării nu conține aplicații sau studii de caz publicate de alți autori.

Declar, [anonimizat]ei, tabele, grafice, hărți sau alte surse folosite fără respectarea legii române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.

Oradea, Semnătura,

Data 29.06.2018

REZUMATUL LUCRĂRII

Lucrarea de față abordează proiectarea unei cutii de viteze automată care poate echipa un autoturism având performanțe comparabile cu cele ale autoutilitarelor existente la momentul de față.

Titlul lucrării este Proiectarea cutiei de viteze automate pentru un autoturism dotat cu motor ce dezvoltă puterea maximă efectivă 78 kW la turația de 5800 rot/min și momentul maxim efectiv 200 Nm la turația de 2800 rot/min.

Această lucrare este structurată în două părți: o parte scrisă, care cuprinde partea introductivă, parte teoretica a cutiilor de viteze planetară, de calcul dinamic, de modelare 3D a pieselor și cea de calcul a cutiei de viteze precum și cea de întreținere, diagnosticare și recondiționare, respectiv o parte grafică, care cuprinde desenul de ansamblu al autoutilitarei, respectiv al cutiei de viteze proiectate.

Partea scrisă este structurată pe parcursul a șase capitole, fiind structurata uniform.

Primul capitolul Introducere prezintă noțiuni generale ale cutiilor de viteze

Capitolul al doilea, Cutia de viteze planetară, contine notiuni genereale ale cutiilor de viteze planetare precum și a componenteleor sale.

Capitolul al treilea, Calculul parametrilor dinamici ai autovehiculului proiectat, prezintă partea de calcul dinamic al autoutilitarei.

În capitolul al patrulea, Calculul cutiei de viteze s-a realizat calculul de rezistență a danturi roților dințtate, a arborilor și în final alegerea rulmenților.

Capitolul al cincilea, Modelarea cutiei de viteze, unde este prezentată modelarea propiu zisă cu ajutorul programului CAD

În ultimul capitol sunt prezentate Metodele de întreținere și diagnosticare, care sunt indispensabile pentru o exploatare a cutiei de viteze pe perioada lunga de timp.

Cap. 1 Introducere

1.1.Rolul, condițiile impuse și clasificarea cutiilor de viteze

1.1.1. Rolul și condițiile impuse cutiei de viteze

Cutia de viteze realizează , prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere

anumite trepte de viteză, acordarea posibiliților energetice ale motorului la

cerințele energetice ele 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 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:

deoarece, prin concepție, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar,

pentru situațiile în care este necesară funcționarea motorului cu automobilul

imobilizat (ex: aducerea motorului în regim termic normal de funcționare la

pornirea la rece), 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 cerinte, printre 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 conlucrează;

– construcția să fie simplă, robustă, ușoară, să aibă un randament mecanic

ridicat și funcționare silențioasă ;

– în exploatare să prezinte siguranță și întreținere ușoară iar manevrarea să

fie simplă, precisă și comodă;

– să prezinte o gamă largă de utilizare.

1.1.2. Clasificarea cutiilor de viteze

După modul de variație a raportului de transmisie, cutiile de viteze pot fi :

în trepte, la care variația raportului de transmisie este discontinuă și sunt clasificate în funcție de poziția axelor arborilor și după numărul de trepte

– cu axe fixe

– cu axe planetare

După numărul treptelor, cutiile de viteze pot fi cu trei, patru, cinci sau mai multe trepte.

progresive, se clasifică după principiul de transformare a momentului în :

mecanice

– cu fricțiune

– cu impulsuri

– hidraulice

– hidrodinamice

– hidroststice

– electrice

combinate care sunt o asociere între un hidrotransformator și o cutie de viteze în trepte planetare

După modul de scimbare a treptelor de viteze :

cu acționare directă, schimbarea treptelor de face manual sau cu un servomecanism

cu acționare semiautomată la care stabilirea treptei de viteze se face de către conducător dar schimbarea se face cu ajutorul unui servomecanism

cu acționare automată la care schimbarea treptelor se face automat, în funcție de condițiile de mers asigurând automobilului regimul optim de mișcare

1.1.3. Studiul comparativ al autovehiculelor similare cu cel din tema de proiect

Studiul principalelor caracteristici constructive ale mai multor modele similarede autovehicule, are scopul obținerii unor baze de date care să conțină valori orientative ale unor parametri necesari proiectării cutiilor de viteze.

În cazul acestui proiect, se consideră a fi modele similare autovehiculele care au acei patrametri specificați prin tema de proiect, situați între limitele ±10% față de valorile impuse.

Tab 1.1 :

1.2. Cutii de viteze mecanice automate

Transmisiile automate asigură schimbarea treptelor de viteze în mod automat, fără intervenția directă a conducătorului auto, acesta comandând doar regimul de deplasare al autovehiculului (mers înainte, mers înapoi, mers sportiv, mers economic etc.).

Răspândirea tot mai accentuată a transmisiilor automate se justifică prin faptul că asigură un confort sporit de conducere și o îmbunătățire evidentă a siguranței în deplasare, factori deosebit de importanți în condițiile creșterii numărului de autovehicule și a vitezelor de deplasare.

Transmisia automată este formată din:

-ambreiajul hidraulic AH.

-cutia de viteze automata CVA.

Ambreiajul hidraulic (AH) se aplasează înainte de motor (M) și dupa cutia de viteze automată, iar cutia de viteze automată se amplaseaza dupa ambreiajul hiraulic (AH) și înainte de roțile motoare (RM) legatura facându-se cu ajutorul unor angrenaje cu roti dințate sau cu ajutorul transmisiei cardanice până la trasmisia finala (diferentialul) acesta transmițând cuplul prin intermediul arborilor planetari. Poziționarea acestor componente se poate vedea în figura 1.1. [2]:

Fig 1.1. Schema de organizare a transmisiei automate

Transmisiile automate au următoarele avantaje în comparație cu cele neautomate:

– se asigură creșterea siguranței în deplasare prin îmbunătățirea comodității de conducere, scăzând vizibil efortul fizic depus de conducător (lipsește pedala de ambreiaj, conducătorul auto nu schimbă treptele de viteze);

– se asigură creșterea capacității de trecere a autovehiculului, prin neîntreruperea fluxului de putere dintre motor și roțile motoare, la schimbarea treptelor de viteze;

– se asigură un control mai bun al autovehiculului în mișcare pe calea de rulare, prin modificarea progresivă a momentului motor de antrenare a roților motoare;

– se elimină șocurile dinamice din transmisie, rezultând creșterea duratei sale de funcționare.

Principalele dezavantaje ale transmisiilor automate în comparație cu transmisiile neautomate sunt:

– costuri de fabricație mai mari cu circa 30%;

– complexitate constructivă importantă a ansamblului transmisiei automate;

– costurile ridicate de concepție, fabricație și exploatare.

1.3. Ambreiaje hidraulice

Părțile componente ale unui ambreiaj hidraulic sunt:

– carterul 1, care este solidar la rotație cu arborele cotit și cu pompa 3 și delimitează împreună cu aceasta spațiul în care se rotește turbina;

– pompa 3 sau partea conducătoare a ambreiajului hidraulic este solidară la rotație, prin intermediul carterului 1, cu arborele cotit al motorului;

– turbina 2 sau partea condusă a ambreiajului hidraulic, este solidară la rotație cu arborele de intrare în cutia de viteze.

-stator 4

Părțile componente se pot observa in figura 1.3 [13]:

Fig. 1.3. Elementele componente ale ambreiajelor hidraulice

Cap. 2 Cutia de viteze planetară

Transmisia automată este compusă dintr-un ambreiaj hidrodinamic și o cutie de viteze cu mecanisme planetare, un sistem hidraulic de comandă și o unitate electronică de comandă. În accepțiunea clasică cuplarea treptelor de viteze în transmisiile automate se face cu ajutorul unor ambreiaje multidisc și frâne cu bandă, comandate de un distributor hidraulic, ce poate fi controlat de o unitate electronică cu microprocesor.

2.1. Distribuitorul hidraulc

Distribuitorului hidraulic are rolul să comande întrarea în funcțiune a ambreiajelor multidisc sau a frânelor cu bandă, care asigură cuplarea treptelor de viteze. Comanda cuplării acestor elemente se face în funcție de presiunile de ulei venite de la cele două pompe, una care realizează presiunea uleiului, proporțională cu sarcina motorului (poziția pedalei de accelerație) iar la a doua presiunea de ulei este proporțională cu viteza de deplasare a autovehiculului (cu turația arborelui intermediar sau secundar al cutiei de viteze).

Distribuitorul hidraulic se poate observa in figura 2.1 [2]:

Fig 2.1. Elementele compunente ale distribuitorul hidraulic

Ansamblul distribuitorului hidraulic se compune din următoarele elemente:

1 – sertar al comenzii primite de la selector;

2 – sertar secvențial;

3 – sertar limitator de presiune;

4-sertar de reglare al presiunii;

5, 6 – sertare de schimbare a treptelor de viteze;

7, 8 – electroventile

Distribuitorul hidraulic are anumite particularități constructive care diferă în funcție de caracteristicile cutiei de viteze automate. Realizările actuale pot fi clasificate în două categorii: sisteme integral hidraulice și sisteme electrohidraulice.

În primul caz elementele de comandă, reglare și execuție folosesc uleiul furnizat de pompele hidraulice.

În al doilea caz anumite operații (ordinea de schimbare a treptelor) revin electroventilelor. montate în distribuitorul hidraulic; funcționarea părții electrice, în acest caz, este comandată de o centrală electronică, având rolul deciziilor, distribuitorul hidraulic poate fi, astfel, considerat ca o interfață între centrala electronica și cutia de viteze automată.

Distribuitorul hidraulic este un adevărat labirint, realizat din aliaje ușoare turnate sub presiune, în care sertarele de comandă pun în legătură două sau mai multe circuite de ulei. Aceste sertare, realizate cu o precizie ridicată, sunt acționate, fie mecanic, fie hidraulic, prin diferența de presiune aval/amonte, fie prin electroventile. Numărul lor este foarte diferit (circa 20 de sertare la o cutie automată cu patru trepte de mers înainte și una de mers înapoi, comandata 100 % hidraulic), dar el tinde să scadă la cutiile moderne, cu comandă electronică. În general distribuitorul hidraulic se găsește în carterul cutiei de viteze, la partea sa inferioară, dar poate fi întâlnit și la partea superioară

2.2. Frâna bandă

Un alt mecanism caracteristic cutiilor de viteze automate este frâna cu bandă. Aceasta asigură imobilizarea la rotație a unui element al mecanismului planetar în raport cu carterul cutiei. Elementul de bază este o bandă din oțel, solidară cu carterul cutiei de viteze. Atunci când frâna cu bandă este strânsă cu ajutorul reazemelor, un reazem mobil și unul fix, se asigură împiedicarea rotirii arborelui, pe care se află montate una sau mai multe roți dințate. Se asigură astfel imobilizarea rotirii unui element al unui mecanism planetar din cutia de viteze automată. [14]

Fig 2.2 Frână bandă [14]

După felul frânelor cu bandă folosite la transmisiile automate se întâlnesc două variante constructive de frâne cu bandă și anume: simple și duble.

Unghiul de înfășurare al benzii în raport cu tamburul rotitor trebuie să fie cât mai mare posibil. Forța de strângere a benzii trebuie să acționeze tangențial la tambur sau ușor îndreptată spre axa tamburului, pentru a mări presiunea la capătul benzii înainte de a se distruge pelicula de ulei dintre suprafețele în frecare.

Frânele cu bandă dublă pot prelua eforturi de frânare mai mari. Pentru a asigura același cuplu de frânare la același diametru, frânele cu bandă dublă necesită doar a treia parte din forța necesară unei frâne cu bandă simplă, în schimb, cursa pistonului care acționează asupra primei benzi este dublă în raport cu cursa ce asigură strângerea celei de-a doua benzi.

2.3. Ambreiajele multidisc

Ambreiajele multidisc sunt folosite, alternativ sau simultan, pentru a solidariza la rotație două din elementele unui mecanism planetar sau pentru a solidariza, în raport cu carterul cutiei de viteze, unul din elementele mecanismului planetar, în scopul imobilizării sale. În primul caz termenul de ,,ambreiaj" se potrivește deoarece solidarizează la rotație două elemente rotitoare, pe când în al doilea caz. este vorba de o ,,frână multidisc", deoarece este vorba de imobilizarea unui element al mecanismului diferențial.

Fig. 2.3 Ambreiaj multidisc [15]

butuc principal

piston cuplare ambreiaj 2

carcasa ambreiajelor

arbore de intrare

discuri de antrenare ale arborilor cutiei

discuri de intrare

pistoane cuplare ambreiaje

garnituri de etanșare

Ambreiajele multidisc sunt formate din discuri metalice, unele fiind placate pe suprafața de frecare cu materiale de fricțiune, altele neavând aplicat acest material. Ele sunt montate alternativ, o pereche de discuri fiind solidare fie cu arborele, iar perechea cealaltă este solidara cu elementul care trebuie sa fie condus.Discurile cu material de fricțiune trebuie sa se afle in contact pe fiecare parte cu un disc metalic simplu fără material de firctiune. Solidarizarea la rotație a discurilor se realizează ca urmare a frecării dintre ele, fapt ce se petrece sub acțiunea forței axiale de apăsare, realizată de uleiul sub presiune, care acționează asupra unui pistonului hidraulic. Revenirea pistonului la poziția inițială și desolidarizarea discurilor de fricțiune este asigurată de arcurii elicoidale, la încetarea acțiunii uleiului sub presiune. În cazul unor alte construcții pistonul acționează asupra pachetului de discuri prin intermediul unui arc diafragmă, care joacă rolul unei pârghii de amplificare a forței de apăsare axială și de atenuator de șocuri hidraulice în sistemul de acționare.

2.4. Cuplajele unisens

Cuplajele de sens unic sau mecanismele cu roată liberă, sunt dispozitive care solidarizează la rotație doi arbori concentrici sau o roată dințată cu un arbore, pe un singur sens de rotație.

Cuplajele de sens unic folosite în construcția de automobile se aseamănă din punct de vedere constructiv cu rulmenții cu role, fiind formate din aceleași elemente componente. Deosebirea constă în faptul că unul din inele are suprafața de contact profilată special, astfel încât să se asigure împănarea rolelor, făcând astfel posibilă transmiterea momentului de torsiune între cele două inele într-un singur sens. Tangenta în punctul de contact dintre rolă și suprafața profilată trebuie să facă un anumit unghi cu tangenta în punctul de contact dintre rolă și suprafața cilindrică. Acest unghi poartă numele de unghi de împănare. Suprafața profilată poate fi plană sau curbă. Profilul plan este mai avantajos din punct de vedere tehnologic și permite totodată presiuni specifice mai ridicate; în schimb acest profil este sensibil la variația diametrului rolei.

Cuplajele de sens unic se montează pe transmisia mecanică a unor autoturisme, în cutia de viteze, la pinionul ultimei trepte de viteze, având rolul să reducă consumul de combustibil și să ușureze procesul schimbării treptelor de viteze. În acest caz prezența cuplajului unisens anulează posibilitatea frânei de motor sau a pornirii motorului prin remorcarea automobilului. De aceea în aceste cazuri se prevede un dispozitiv care permite blocarea cuplajului când acest lucru este necesar.

Cuplajele unisens au o utilizare largă la cutiile de viteze automate pentru transmiterea fluxului de putere numai într-un sens, printr-un mecanism planetar interior, de exemplu, sau ca lagăr de sprijin pe carter al reactorului transformatorului hidrodinamic, când datorită prezenței roții libere poate trece, în mod automat, în regim de ambreiaj hidraulic.

2.5. Frâna de parcare

Frâna de parcare are rolul de de a bloca arborele de ieșire din cutia de viteze pentru a bloca roțile motoare pe timpul staționari autovehicolului în vederea evitări miscari utovehicolului dacă acesta se află în pantă.

Fig. 2.4 Frâna de parcare

Blocarea se face cu ajutorul unui bolț sau clichet de blocare care angrenează cu o coroană dințată care se afla pe arborele de ieșire al cutiei de viteze automate, acționarea acestuia se face cu ajutorul unui cablu de comanda a acestuia, revenirea clichetului sau a bolțului se face la eliberarea cablului si la acțiunea unui arc de readucere.

2.6. Mecanisme planetare

Mecanismul reductor al cutiilor de viteze automate este format din mecanisme planetare simple sau duble. Avantajul principal al acestor mecanisme este acela că la dimensiuni de gabarit reduse asigură rapoarte mari de transmitere.

Mecanismul planetar poate fi:

mecanismul planetar simplu.

mecanismul planetar dublu de tip Ravigneaux,

mecanismul planetar dublu de tip Simpson.

Mecanismul planetar simplu este format din trei elemente concentrice: roata planetară centrală P, cu dantura exterioară; coroana epicicloidală C, cu dantura interioară; brațul portsateliți PS, pe care sunt fixate axele sateliților S, roți dințate cu dantura exterioară, care transmit fluxul de putere între roata centrală P și coroana epicicloidală C. Mecanismul planetar se poate observa in figura 2.2. [2]:

Fig 2.2 Mecanism planetar simplu

Acest ansamblu poate transmite fluxul de putere între două dintre elementele sale (unul fiind element conducător, celălalt fiind element condus), cu condiția ca al treilea element să fie fix, pentru a constitui reazemul forțelor reactive.

O variantă a mecanismului planetar dublu se obține înlocuind satelitul simplu printr-un angrenaj de sateliți. din care unul angrenează cu roata planetară (P-S1), iar celălalt angrenează cu coroana epicicloidală (C-S2), figura 2.3. [2]:

Fig 2.3 Mecanism planetar dublu

2.6.1 Mecanismul planetar Ravigneaux

Mecanismul planetar dublu (tip Ravigneaux), este o combinație între un mecanism planetar simplu și un mecanism cu sateliți dubli. El asigură patru trepte de mers înainte și o treaptă de mers înapoi, dar este folosit și la cutiile automate ce realizează numai trei trepte pentru mersul înainte. Un astfel de mechanism este prezentat în figura 2.4. [2]:

Fig. 2.4 Mecanism planetar dublu tip Ravigneaux

Mecanismul planetar Ravigneaux este format din două roțj planetare independente 1, 2, de mărimi diferite. dintr-o coroană epicicloidală comună 4, dintr-un braț portsateliți, comun celor două mecanisme planetare elementare. care acționează trei sateliți cu dantură scurtă 2 și trei sateliți cu dantură lungă 4.

Cele 4 trepte de viteză se obtin din acționarea unor frane F1, F2, F3 și-sau ambreiaje A1, A2, A3 din interiorul cutiei de vitze pentru a face unele piese solidare cu carcasa sau pentru a face solidari 2 arbori. Cuplajele unisens C1 și C2 au rol in reducerea consumul de combustibil al autovehicolului. Formulele pentru obținerea treptelor precum si franele si ambreiajele actionate pentru obtinerea lor se pot vedea in figura 2.5. și în tabelul 2.1. [2]:

Fig. 2.5. Schema cinematica angrenaj tip Ravigneaux

Cap. 3 Calculul Dinamic

3.1. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Întrucat la motoarele cu ardere parametrii funcționali trebuie corelați cu cei ai transmisiei pentru a avea performanțe dinamice optime.

Performanțele acestuia sunt date de caracteristica de turație exterioara care reprezintă variația momentului efectiv și a puterii efective a motorului funcție de turație, pentru sarcina totală a atutoturismului și reglajele optime ale motorului.

Relațiile între puterea efectivă, momentul efectiv și turație sunt:

Pe = [ kW] ; Me = [ Nm] (3.1)

Unde:

Pe – Puterea efectivă;

Me – Momentul efectiv;

n – turația motorului;

Motorul cu ardere internă are două domenii de funcționare, domeniul de funcționare stabilă corespunzător intervalului de turație a momentului maxim și putere maximă și domeniul de funcționare instabilă corespunzător intervalului de turație de turație minimă și moment maxim.

Domeniul de funcționare stabilă este caracterizat prin coeficientul de elasticitateal motorului ’’Ce’’ definit ca raportul :

Ce = (3.2)

Unde:

NP – turația de putere maximă efectivă;

nM – turația de moment maxim efectiv;

Variația momentului motor în domeniul de stabilitate se apreciază prin coeficientulde adaptabilitate (suplețe) ’’Ca’’:

Ca = (3.3)

Pentru calcule aproximative se apreciază că valorile momentului motor variază în funcție de turația arborelui cotit după o parabolă patratică de forma[1]:

Me = MP [Nm] (3.4)

Unde :

Mp: momentul dezvoltat de motor la turața de putere maxima si se determina din relatia 2.1 înlocuind Pe cu Pemax și n = np

α,β,γ – coeficienți ale caror valori se pot calcula cu următoarele relații stabilite pe baze statistice[1].

α= ; β = ; δ = (3.5)

Pentru determinarea caracteristicii exterioare se parcurg următorii pași:

se calculează valorile coeficienților cu relațiile 3.5)

se dau pentru "n" aproximati 18 valori succesive cuprinse între nmin și nmax cu un pas ales de la caz la caz. Valoarea turației nmin = 750 ….. 850 rot/min ,

nmax se alege ținând cont de recomandările din Tab. 2.1 [1]:

Tab. 3.1Valori orientative ale raportului nmax / nP

– pentru cele 18 valori ale lui "n" alese se calculează valorile corespunzătoare ale momentului motor Me și ale puterii efective Pe folosind relațiile (3.4) și (3.1), iar valorile obținute se vor nota în tabelul 3.2

Tab 3.2 – Valorile parametrilor caracteristicii exterioare

– se reprezintă grafic diagrama variației Me =f(n) și Pe = f(n)

Fig. 3.1 – Caracteristica exterioară a motorului autovehicului

3.2. Determinarea raportului de transmitere al ultimei trepte a cutiei de viteze

Pentru a determina valoarea raportului ultimei trepte a cutiei de viteze, notată cu icvk, trebuie să realizăm studiul bilanțului puterii la roțile motoare pentru un drum orizontal la viteză constantă, motorul să functioneze la sarcină maxima și să avem cutia de viteze cuplată în ultima treaptă.

Ecuația generală a bilanțului puterii la roțile motoare este:

PR = Prul + Pp + Pa + Pd, [kW] (3.6)

unde:PR – puterea la roată dezvoltată de motorul autovehiculului

Prul – puterea necesară învingerii rezistenței la rulare a drumului,

Pp – puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei,

Pa – puterea necesară învingerii rezistenței aerului,

Pd – puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare (demarare)

La deplasarea autovehicului pe drum orizontal cu viteză constantă, puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei, cât si puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare vor fi nule.

În acest caz, ecuația bilanțului de puteri devine:

PR= Prul+ Pa [kW]

unde :

PR =Pe· ηt (3.7)

ηt– randamentul mecanic al transmisiei autovehicului

Pentru valori orientative ale randamentului mecanic al transmisiei se pot utiliza recomandările din literatura de specialitate [1].

Se alege randametul mecanic al transmisiei

(3.8)

unde :

Ga – greutatea totală a autovehiculului [daN]

Ga= Ma.g . 10-1[daN]

g – accelerația gravitațională = 9,81 m/s2

v – viteza autovehiculului [km/h]

f – coeficientul rezistenței la rulare

=1765.8 [daN]

Pentru valori orientative ale coeficientul rezistenței la rulare se pot utiliza recomandările din literatura de specialitate [1].

Considerând viteza vântului nulă (vaer = 0) și presunea și temperatura aerului la valorile standard (paer = 101,33*10-3 N/m2, Taer = 288,15K) , atunci:

Pa= [kW] (3.9)

unde:A – aria sectiunii transversale a autovehiculului;

A=H.Ef[m2]

H – înălțimea autovehiculului[m];

Ef – ecartamentul față al autovehiculului[m];

k – coeficientul rezistentei aerodinamice longitudinale care poate fi apreciat, în raport cu aria secțiunii transversale maxime a autovehiculului

Pentru valori orientative ale coeficientul rezistentei aerodinamice longitudinale se pot utiliza recomandările din literatura de specialitateprezentate mai jos[1]:

Tab 3.3 Valori orientative ale coeficientul rezistenței la rulare[1]:

Se alefe coeficinetul rezistentei la rulare

f=0.015

Tab 3.4 Valori orientative ale coeficientul rezistentei aerodinamice longitudinale[1]:

Se alege

Viteza autovehicului depinde de turația motorului, raza de rulare a roților motoare, raportul de transmitere al ultimei trepte al cutiei de viteze și raportul de transmitere al transmisiei pricipale a autovehiculului, conform relației:

V= 0.377* [km/h] (3.10)

Pentru a putea determina raportul transmisiei finale se vor alege 5 valori ale raportului aparținând unor modele similare de autovehicule.Rapoartele alese trebuie sa fie numere raționate deoarece sunt rezultatul raportului dintre numerele de dinti ai unor roti dințate. Se vor evita valorile transmisiilor finale cu număr întreg deoarece se prefera ca doi dinți de pe roți diferite să se întalneasca cât mai rar.

Se va alege icvk= 0.73 datorităangrenajului planetar ravigneaux și rapoartelor care le poate obține acesta.

Utilizând valorile turațiilor și a puterilor efective din Tabelul 3.2, cu relațiile (3.10), (3.7),(3.8),(3.9),se vor calcula vitezele, puterile la roată, puterile necesare învingerii rezistenței la rulare, puterile necesare învingerii rezistenței aerului și sumele Prul+Pa.

Pentru fiecare valoare aleasă a raportului de transmitere al transmisiei finalecare se înmulțește cu valoarea ultimei trepte a cutiei de viteze (icvk) se întocmețte un tabel, tabelele sunt prezentate mai jos.

Tab.3.5 Parametrii bilanțului puterilor pentru i0 = 4.21

Tab.3.6 Parametrii bilanțului puterilor pentru i0 = 3.48

Tab.3.7 Parametrii bilanțului puterilor pentru i0 = 3.91

Tab.3.8 Parametrii bilanțului puterilor pentru i0 = 3.12

Tab.3.9 Parametrii bilanțului puterilor pentru i0 = 2.71

Utilizând datele din tabelele 3.5, 3.6, 3.7, 3.8 si 3.9 se trasează o diagramele de bilanț al puterilor la roată conform modelului din Fig. 3.1.

Fig. 3.2 – Bilanțul puterilor pentru diverse valori ale i0

Pe baza figurii 3.2 se vor face analize comparative între performanțele de tracțiune și viteză oferite de fiecare dintre cele cinci variante alese de rapoarte de transmitere.

Pentru acesta se va avea în vedere urmatoarele:

viteza maximă în ultima treaptă este atinsă la intersecția graficului corespunzător rezistențelor (Prul+Pa) cu graficul corespunzător puterii la roată pentru fiecare valoare a raportului de transmitere final i0. Puncte respective corespund vitezelor maxime ce pot fi atinse pe drum asfaltat orizontal. În acest caz puterea motorului este utilizată în întregime pentru învingerea rezistenței la rulare și a aerului, nemaiexistând disponibilă putere pentru creșterea vitezei. Aceasta exprimă performanța dinamică de viteză maximă posibilă pe drum orizontal.

la o anumită valoare a vitezei autovehiculului, distanțelemăsuratepe o dreaptă verticală între punctele intersecției acesteia cu graficele (Prul+Pa.) respectiv i0, reprezintă rezervele de putere care ar putea fi utilizate pentru urcarea unei pante, sau pentru demaraj atunci când se execută o depășire în trafic.Aceasta reflectă performanța dinamică tracțiune;

funcționarea îndelungată a motorului la turația maximă conduce la consum ridicat de combustibil șiuzura mai rapidă ca urmare a solicitărilor mecanice.

i= io*icvk (3.11)

io =3.91*0.74=2.89

În funcție de criteriile de mai sus se va alege raportul transmisiei finale io=2.89 deoarece îndeplinește toate condițiile de mai sus. Astfel raportul de la motor la roata pentru ultima treaptă a cutiei de viteze este:

Calculul rapoartelor de transmitere ale treptelor cutiei de viteze

Calculul rapoartelor de transmitere alecutiei de viteze se compune din următoarele etape :

determinarea raportului de transmitere al treptei I-a al cutiei de viteze,

determinarea numărului de trepte al cutiei de viteze și calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte de viteze,

verificarea etajării treptelor cutiei de viteze și definitivarea rapoartelor de transmitere teoretice.

3.3.1. Determinarea raportului de transmitere al treptei I-a

Raportul de transmitere a treptei I-a se calculează din condiția ca autovehiculul să urce panta maximă impusă prin tema de proiect, sau cea recomandată de bibliografia de specialitate pentru fiecare categorie de autovehicul.

Panta maximă este urcată cu motorul funcționînd la turația corespunzătoare momentului efectiv maxim.

Avînd în vedere că viteza de deplasare pe panta maximă este constantă și are valori reduse, se va neglija efectul rezistenței aerului.

În aceste condiții raportul de transmitere al treptei I-a se determină cu relația:

icv1= 0.377* (3.12)

unde:

nM– turatia corespunzătoare momentului maxim al motorului,

vcr1 – viteza critică a autovehiculului în trepta I-a (corespunzătoare nM)

vcr1=[km/h] (3.13)

unde:

PM – Puterea la roata corespunzatoare turatiei de moment maxim

Din tabelul 3.1 rezulta că PM=58.61 kW

ψmax– rezistența specifică a căii de rulare corespunzătoare pantei maxime

(3.14)

ψmax = 0.016 * cos19o+ sin19o =0.2

Pentru autovehiculele cu o singură punte motoare = 17o…19o[1]

Se adopta= 19o

vcr1=

icv1= 0.377*

3.3.2. Determinarea numărului de trepte al cutiei de viteze și calculul rapoartelor de transmitere pentru treptele intermediare

Prin tema de proiect avem cutie de viteze automată deci vom avea angrenaj tip planetar și se preferă alegera angrenajului tip Ravineaux care ne ofera patru trepte de mers înainte si o treapta de mers inapoi.

Fig 3.3 Angrenaj tip Ravineaux

Tab. 3.10

Pentru treapta I a cutie de viteze se vor actiona ambreiajul A3 si frâna F3 precum in figura 3.4

Fig 3.4 Lanț cinematic treapta I

(3.15)

Pentru treapta II a cutie de viteze se vor actiona ambreiajul A3 si frâna F1 și F2 precum in figura 3.5

Fig 3.5 Lanț cinematic treapta II

(3.16)

Pentru treapta III a cutie de viteze se vor actiona ambreiajul A1, A2 și A3 precum in figura 3.6.

Fig 3.6 Lanț cinematic treapta III

(3.17)

Pentru treapta IV a cutie de viteze se vor actiona ambreiajul A1 si frâna F1 și F2 precum in figura 3.7

Fig 3.7 Lanț cinematic treapta IV

(3.18)

Pentru treapta Mî a cutie de viteze se vor actiona ambreiajul A3 si frâna F1 și F2 precum in figura 3.8

Fig 3.8 Lanț cinematic treapta Mî

(3.19)

Din rapoartele oprinute pt i1=2.41 și i4= 0.73 si studiul cutiilor de viteze cu rapoarte similare pe treptele respective denotă că cutia de viteze va fi asemănătoare cu cea ZF tip 5HP14, vom adopta z4=34 [4]:

Cu ajutorul formulelor extrase din tabelul 3.10 și a relației 3.18 putem determina z5 :

Din constuctia cutiei planetare si relatia 3.17 avem icv3=1

Din tabelul 3.10 și relația 3.15 putem determina z1

Din tabelul 3.10 extragem relatiile 3.16 și 3.19 pentru a putea determina și rapoartele treptelor II si Mî

3.3.3. Verificarea etajării treptelor cutiei de viteze

Rapoartele de transmitere ale treptelor intermediare,obținute cu relațiile 3.16, sunt determinate în ipoteza schimbării instantanee a etajelor cutiei de viteză. În realitate, datorită frecărilor interne din transmisia autovehiculului și a rezistențelor la înaintare, în perioada decuplării motorului de transmisie viteza autovehicului se micșorează. Pierderea de viteză este cu atât mai mare cât durata trecerii de la un etaj la altul este mai mare și cu cât viteza de deplasare este mai mare.

Pentru a compensa efectul reduceri vitezei în perioada schimbări vitezelor, cutia de viteze trebuie proiectată astfel încât, pentru fiecare treaptă “ i ” a acesteia, vitezaviII corespunzătoare turațieila sfârșitului demarării nII, să fie mai mare decât viteza viI corespunzătoare turațieila începutul demarării nI în etajul imediat superior. Diferențele Δvi dintre vitezele viII si viI se numesc acoperiri la schimbarea etajelor[1].

Δvi= viII – vi+1I (3.22)

La o cutie de viteze etajată corect acoperirile trebuie să fie pozitive pentru toate treptele de viteză. În cazul în care acoperirea este negativă, atunci trecerea în treapta superioară este foarte dificilă sau chiar imposibilă dacă autovehiculul urcă o pantă, este încărcat la capacitate maximă, sau rulează în condiții grele de rezistență la înaintare, deoarecemotorul va ajunge să funcționeze la turații situate în zona de instabilitate a caracteristicii exterioare (n < nM).

Studiul acoperirilor la schimbarea etajelor se realizează cu ajutorul Diagramei ferăstrău. Aceasta reprezintă variația vitezelor autovehiculului în funcție de turația motorului, pentru toatetreaptele de viteză, Fig. 3.3.

Pentru construcția Diagramei ferăstrău se completează în prealabil un tabel care va conține vitezele autovehiculului în funcție de turația motorului pentru fiecare treaptă, conform modelului din Tabelul 3.10. Pentru acesta se utilizează relația 3.10.

Tab.3.10Variația vitezelor autovehiculului în funcție de turația motorului

Se reprezintă grafic dreptele ce descriu valorile vitezei autovehiculului în funcție de turație, se ridică verticalele în dreptul turațiilor nIși nII, se trasează orizontalele prin punctele viII și se hașurează triunghiurile dreptunghice generate conform figurii 2.3.

Fig. 3.9–Diagrama ferăstrău cu acoperiri pozitive

la schimbarea etajelor

Toate triunghiurile au vârful ascuțit îndreptat în jos acoperirile la schimbarea treptelor sunt pozitive și cutia de viteze este corect etajată.

Studiul etajării treptelor cutiei de viteze se va realiza și cu ajutorul Caracteristicii de tracțiune a autovehiculului. În acest scop se vor calcula valorile vitezei de deplasare cu relația 3.10 și valoarea forței de tracțiune la roțile motoare în funcție de viteza autovehiculului utilizând relația:

FR = [N] (3.23)

Valorile momentului efectiv Me vor fi cele utilizate în Tabelul 3.2, iar rezultatele obținute se centralizează într-un tabel conform modelului de mai jos.

Tab.3.11 Forța de tracțiune pentru fiecare treaptă de viteză

Pe baza datelor din Tabelul 3.11 se construiește caracteristica de tracțiune conform exemplului de mai jos.

Fig. 3.10–Caracterstica de tracțiune a autovehiculului

Rapoartele de transmitere asigură trecerea spre etajele superioare dacă viteza maximă atinsă în treapta inferioară este mai mare decât viteza corespunzătoare maximului forței de tracțiune al treptei superioare.

Cap. 4 Calcule cutiei de viteze

Calculul cutiei de viteze va consta din calculul danturi din angrenajul plantetar tip Ravigneaux și a arborilor aferenți cutiei.

Pentru numărul dintilor z2 și z3 se vor adopta din specificațiile cutiei asemănătoare ZF 4HP14:

z2=26

z3=18

Deoarece arbori din interiorul cutiei de viteze automate se afla toți înainte de angrenajul planetar tip Ravigneaux Momentul folosit in calculul danturi si arborilor va fi cel dezvoltat maxim de motor si anume:

Mc= Me*1.5 [Nm]

Mc= 200*1.5=300 Nm

Fig.4.1 Organizarea cutiei

4.1. Calculul danturii roților solare, planetare și coroana

4.1.1 Calculul danturii celor 2 perechi de roti solare-planetare și coroana dințată la solicitarea de incovoiere

Se prezinta în continuare metoda lui Lewis pentru calculul la încovoiere al danturii inclinate cu profil în evolventa al angrenajelor cutiilor de viteze, în care se ține seama de caracterul dinamic al solicitării, de gradul de acoperire și de concentrarea de eforturi de la baza dintelui.

[5](4.1)

Unde: – i reprezinta numarul roti.

Deoarece avem angrenaj planetar tip Ravigneaux toate rotile dințate fac contact in 3 puncte, exceptând rotile satelit care sunt 3 la numar dar si pentru aceastea se vor aplica formula, rezultă că solicitarea va fi doar o tremie din valoarea inițiala deoarece fotrele generate se impart pe 3 dinți diferiti:

(4.2)

unde:

forta tangențială din angrenaj, care actioneaza asupra dintelui;

Fti= 2*Mc/m*10^3/zi[N] (4.3)

Ft1= 2*300/1.33*10^3/29=10370.75N

Ft2= 2*300/1.33*10^3/26=11567.38N

Ft3= 2*300/1.33*10^3/18=16708.44N

Ft4= 2*300/1.33*10^3/34=8845.64N

Ft5= 2*300/1.33*10^3/82=3667.70N

Unde: Mc1 – momentul de calcul

ia – raportul de transmitere dintre motor și angrenajul care se verifică. in varianta cutiei automate ia = 1

b – latimea danturii rotiidintate;

b1=16 mm

b2=16 mm

b3=32 mm

b4=14 mm

b5=14 mm

p – pasul normal al rotii dintate nr 1

(4.4)

y – coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor [5]:

(4.5)

zei – numar de dinti ai rotii de inocuire (numar aparent de dinti)

zei= zi / cos3γi-i1 (4.6)

z1 = 29 / cos328=40.94

z2 = 26 / cos328=36.7

z3 = 18 / cos328=25.41

z4 = 34 / cos328=47.99

z5 = 82 / cos328=115.76

=0.17

=0.17

=0.17

0.17

0.17

– coeficient care ține seama de caracterul dinamic al solicitării;

, [5] (4.7)

a – coeficient care ține seama de precizie de prelucrare a danturii,

a = 12 pt. clasa I, a = 9 pt. clasa II,a = 6 pt. clasa III [5]

Se alege a=9

v – viteza periferica a rotii pe cercul de divizare in [m/s] . Se determina la turatia de moment maxim a motorului nM.

a) [m/s] (4.8)

– coeficient care ține seama de concentrarea de eforturi de la baza dintelui;

[5] (4.9)

unde: , – grosimea dintelui de bază în [mm];

se considera = m/2[mm] (4.10)

= 1.33/2=0.67mm

– raza de rotunjire a dintelui la bază în [mm];

[mm] (4.11)

– coeficient care ține seama de gradul de acoperire.

(4.12)

(4.13)

– determinat cu relatia (4.1) trebuie sa fie mai mic decat efortul unitar admisibil la incovoiere a dintilor . In cazul rotilor cu dantura înclinată pentru autoturisme [5] .

Toate valorile pentru danturile calculate sunt mai mici de 350 ceea ce ne arata ca dantura rezista la solicitarea de incoviere

4.1.2 Calculul danturii celor 2 perechi de roti solare-planetare și coroana dințată la presiunea de contact

Solicitarea la presiunea de contact are o mare influență asupra duratei de funcționare a roților dințate. Dacă presiunea superficială este prea mare, se produce deteriorarea suprafeței de lucru a danturii.

Determinarea presiunii de contact se face cu relația[5]:

(4.14)

Datorita angrenajului planetar tip Ravigneaux toate roțile dințate fac contact în 3 puncte, exceptând roțile satelit care sunt 3 la numar dar și pentru aceastea se vor aplica formula, rezultă că solicitarea va fi doar o tremie din valoarea inițiala deoarece fotrele generate se impart pe 3 dinți diferiti, astfel formula 4.14 devenind:

(4.15)

unde: E = 2,1*105 daN/cm2-modulul de elasticitate al materialului rotilor;

ungiul de angrenare;

p1 și p2 – razele de curbură ale dintilor rotilor 1 si 2 aflate in angrenare;

pentru roțile cu dinți înclinați: (4.16)

Valorile admisibile pentru pc<1500

Toate valorile pc pentru danturile calculate sunt mai mici de 1500 ceea ce ne arata ca dantura rezista la presiunea de contact

4.2. Calculul Arborilor cutiei de viteze

Deoarece în cutia de viteze avem doar angrenaje planetare arbori sunt supuși doar la solicitarea de torsiune, restul solicitarilor axiale se anuleaza reciproc și ele devin neglijabile datorita valorilor foarte mici.

Pentru aceasta cutie avem arbori plini: Ar1 și Ar2

dar diametrul minim al arborelui

dar1=12mm

dar2=14mm

Și arbori tubulari:

dear – diametrul exterior minim al arborelui: Ar3 și Ar4

diar – diametrul interior al arborelui

diar3=18mm

dear3=23mm

diar4=18mm

dear4=22mm

Rezistența la torsiune pentru arbori plini se calculeaza dupa formula:

[MPa] (4.17)

Unde:

-Mc este momentul maxim motor

Mc=200 Nm

-rar raza minimă a arborelui

rar =dar/2 [m] (4.18)

rar1=0,012/2=0,006 m

rar3=0,014/2=0,007 m

Rezistența la torsiune pentru arbori tubulari se calculeaza dupa formula:

[MPa] (4.19)

Unde:

-rear – raza exterioara minimă a arborelui

rear =dear/2 [m] (4.20)

rear2=0,023/2=0,011.5 m

rear4=0,022/2=0,011 m

-riar – raza interioara a arborelui

riar =diar/2 [m] (4.21)

riar2=0,018/2=0,009 m

riar4=0,018/2=0,009 m

Tabelul 4.1 [6]

Se alege

Toate valorile lui sunt mai mici decat deci arbori vor rezista la solicitarile

4.3. Alegerea rulmenților cutiei de viteze

Rulmenți se aleg dimensional deoarece nu avem forte axiale care să acționeze in lagăre, avem doar torsiune.

Se alege rulmenti pentru ieșirea din cutie 2 rulmenti tip JL69349 extras din ISO 355:1977

Se aleg rulmeti pentru sprijinul arborelui 1 pt interior rulment ax 12 26 extras din ISO 3031:2000

Se aleg rulmeti pentru sprijinul arborelui 2 pt interior rulment ax 20 35 extras din ISO 3031:2000

Se aleg rulmeti pentru sprijinul arborelui 2 pt exterior rulment ax 25 42 extras din ISO 3031:2000

Se aleg rulmeti pentru sprijinul arborelui 3 pt exterior rulment ax 30 47 extras din ISO 3031:2000

Cap. 5 Modelarea 3D a cutiei de viteze

În acest capitol se va arata cum s-a procedat în modelarea piselor în 3D precum și asamblarea acestora, programul folosit pentru modelare este Solid Edge versiunea V20 program a fost create de compania Simens PLM.

5.1. Modelarea pieselor tip arbore

Piesele tip arbore sunt piese de revoluție, modelarea lor începe prin desenarea profilului piesei prin secțiune și desenarea axei de rotație cu ajutorul functie Sketch. Prin apăsarea butonului pentru funcția Sketch trebuie sa selectam un plan în care să putem începe desenare 2D a profilului piesei, în cazul canelurilor se vor pune cotele de vârf pentru a putea realiza modelarea lor ulterior.

După desenarea profilului și a teșiturilor, dar și a canalelor care vor deservi pentru montarea unui inel de siguranță , se va reveni la vederea 3D a piesei unde urmează să facem operatiuni de modelare 3D

Fig 5.1. Profil desenat

Cu ajutorul funcției Revolved Protrusion vom selecta proflul desenat anterior in fig 5.1 care urmează să realizeze modelul 3D prin rotirea în jurul axei de simetrie a piesei după introducerea profilului dorit se va selecta axa de simetrie în urma căruia se va introduce unghiul care vrem sa realizam piesa, in cazul nostru avem nevoie de piesa completă asa că vom păsa butonul pentru a realiza acest lucru sau vom imtroduce manual valoarea de 360°.

Fig 5.2. Funcția Revolved Protrusion

În urma funcției precedente modelul va arata astfel:

Fig 5.3. Model 3D generat

În continuare vom realiza canelurile pentru acest arbore, acest lucru se va realiza prin desenarea profilului pentru o canelură aferentă arborelui cu ajutorul functiei Sketch, dar de data aceasta vom alege plan suprafața de unde începe canelura prin selectarea planului respectiv, după care vom desena 2D profilul acesteia.

Fig 5.4. Selectarea planului pentru desenare

Fig 5.5. Profilul caneluri

Dupa desenarea profilului caneluri ce urmează să fie taiat din piesa se utilizează functia Cutout, dupa apăsare va trebui să selectam profilul caneluri desenat anterior urmând să specificam lungime care vrem să o tăiem din piesa pentru a realiza lungimea caneluri.

Fig 5.6. Operața de taiere din piesă Cutout

Pentru a realiza numarul necesar de caneluri se va utiliza funcția Pattern care va permite multiplicarea în numarul dorit a profilului dintelui pentru a realiza canelura desenată anterior in fig. 5.5, după apăsarea butonului vom selecta tăietura făcută anterior dupa care treece la urmatoarea etapă.

Fig 5.7. Selectarea tăieturi

În continuare vom selecta planul după care vrem să facem repetare tăieturi si vom desena sablonul după care vrem să facem taiatura, se poate face in forme rectangulare și circulare, în situatia prezentă vom folosi formă circulara, si vom introduce numărul de caneluri care îl dorim în acest pentru arborele 1 caz numărul este 20.

Fig 5.8. Desenarea șablonului pentru repetarea tăieturii

În acelasi mod se va proceda pentru realizarea canelurilor pentru discurilor de ambreiaj care se vor monta în interiorul arborelui.

Fig 5.9. Calnelurile realizate

Se va proceda similar pentru restul arborilor care intră în componența cutiei de viteze automata.

Tot pentru arborele 1 avem canelurile pentru ambreiajul multidisc le vom executa în numar de 36 cu acelasi numar pentru taieturile interioare pentru reducerea materialului folosit.

Pentru arborelel 2 avem canelurile pe arbore în numă de 31 și canelurile pentru ambreiajul multidisc în număr de 30, iar pentru tăieturile interioare pentru reducere de material folosit avem avelași număr de caneluri.

Pentru arborelel 3 avem canelurile pe arbore în numă de 20 și canelurile pentru ambreiajul multidisc în număr de 30, iar pentru tăieturile exterioare pentru reducere de material folosit avem avelași număr de caneluri.

Pentru arborelel 4 avem canelurile pe arbore în numă de 29 și canelurile pentru ambreiajul multidisc în număr de 24, iar pentru tăieturile exterioare pentru reducere de material folosit avem 30 de caneluri.

5.2. Modelarea ambreiajelor multidisc

Modelarea discurilor din ambreiajul multidisc se poate face in 2 moduri:

– prin folosirea funcției Protrusion aplicată pe diametrele interioare si exterioare după care să se specific grosimea discurilor în acest caz 2mm,

– prin desenarea profilului în sectiune pentru disc și a axei de rotație după care să se foloseasca functia Revolved Protrusion pe profilul respectiv.

S-a preferat folosirea celei de a doua variante.

Fig 5.10. Modelarea 3D a discului

După care se procedează similar cu realizarea canelurilor pentru arbore completându-se cu numarul canelurilor egala cu 30 diametrul interior fiind 114mm iar cel exterior 134mm.

Fig 5.11. Forma canelurilor discului

În mod similar se procedeaza pentru pentru ambele tipuri de discuri și cele cu material de fricțiune și pentru cele metalice.

Fig 5.12. Modelul discului cu caneluri exterioare

5.3. Modelarea angrenajului planetar

Modelarea pinioanelor și a rotilor dintate ce aparțin de angrenajul planetar se vor obtine automat prin folosirea aplicatiei Solid Edge Spur Gear Designer, în care vom da parametri pentru a obține roata dințată, cum ar fi modulu în acest caz fiind de 1,33mm, numarul de dinți egal cu 26, distanta axială egala cu 58.53mm, ungiul de angrenare egal cu , unghiul danturi egal cu , sensul înclinari danturi care este stanga, raportul de transmitere egal cu 1.1 , viteza unghiulara, puterea necesară transmiteri, etc.

Fig 5.13. Introducerea parametrilor de bază

Dupa introducerea parametrilor de bază programul va calcula restul parametrilor cum ar fi diametrul de vârf care este egal cu 59.34mm și diametrul de baza egal cu 51.6mm.

Fig 5.14. Parametri calculați de program

Totodată programul va face și un test de rezistenta a danturi roții dintate și va afisa Pass dacă dantura va rezista, și mesajul Fail dacă dantura nu rezista. Testul se face pentru încovoierea danturi și anume are valoare de 496.66 kPa cu coeficient de siguranță egal cu 2.17 și pentru presiunea de contact cu valoarea de 1030.55 kPa cu coeficient de siguranță egal cu 1.26.

Fig 5.15. Rezultatul calculului de rezistență

S-a procedat similar pentru toate pinioanele și roțile dintate angrenajului planetar, cu excepția coronae care nu s-a putut realiza cu dantură înclinată. De aceea s-a procedat prin crearea coroanei cu dantură dreaptă pentru a genera profilul după care s-a coninuat cu taierea danturi în forma de helix cu ajutorul functiei Helical Cutout.

Fig 5.16. Alegera functiei Helical Cutout

Functia se seteaza perpendicular cu profilul ales.

Fig 5.17. Setarea funcției Helical Cutout pentru cazul prezent

După care se alege profilul golului danturi care este copiat de la roata cu care intră în angrenaj și este introdus în acest desen și se alege axa de simetrie, și se introduce in Pitch pasul helixului cu valoarea de 941.34mm care se calculează funcție de diametrul de divizare și de unghiul danturi. Folmula pentru acest diametru este dat în relatia de mai jos [17]:

(5.1)

Unde:

d-diametrul de divizare

– unghiul de înclinare al danturi.

Fig 5.18. Introducerea valori diametrului Pitch

Dupa care ca și la caneluri aplicam taierea repetată pentru numarul de dinți pe care îl avem.

Fig 5.19. Taietura realizată

În final obținem dantura dorita, la care se mai fac taieturi si gauri pentru montarea în angrenaj prin procedee menționate anterior pentru a obține forma finală.

Fig 5.20. Dantura obținută

5.4. Modelarea pieselor componente

Restul pieselor se executa asemănător cu arborii majoritatea fiind piese de rotație.

Fig 5.21. Obținerea piesei de rotație

Fig 5.22. Modelare inel siguranță

Fig 5.23. Realizarea taieturi în piesă

O particularitate ar fi executarea filetelor în piese cu ajutorul funcției Thread care trebuie selectata suprafața cilindică interioară sau exterioară, funcție de diametrul suprafeței alese se selecteaza din variantele date.

Fig 5.23. Realizarea taieturi în piesă

O alta particularitate fiind folosirea funcției Protrusion pentru a adauga urechile de sprijin pentru actioanarea franei bandă prin selectarea profilului.

Fig 5.24. Folosirea funcției Protrusion

După care se introduce lungimea care se dorește pentru urechi acest caz lungimea este de 30mm, care vor fi sudate pe piesă.

Fig 5.25. Adăugareade material modelului prin funcța Protrusion

5.5. Formarea subansamblelor ambreiajelor multidisc și angrenaj roți dințate

Pentru a ușura crearea ansamblului final se recurge la formarea subansamblelor cum ar fi ambreiajele multidisc și angrenajul planetar. Ansamblare se face cu ajutorul diferitelor relati între piese ce li se atribuie cu diferite functii. Cum ar fi atingerea suprafetelor plane care se face cu ajutorul funcției Assemble care este intuitivă și se adaptează dupa suprafata selectată, cum ar fi atingerea suprafetelor plate se selectează dând click pe suprafetele ce se doreș să se afle in contact.

Fig 5.26. Asamblarea prin punerea în contact a 2 suprafețe

Și punerea in contact a canelurilor cu ajutorul funcției intuitive.

Fig 5.27. Punera în contact a caneluri

Centrarea a doua suprafețe cilindrice sau parte din suprafață cilindrică.

Fig 5.28. Centrarea a două piese

Pentru asamblarea roților dințate se foloseste din meniul de selectare functia Gear pentru a face angrenarea a două roti dințate,

Fig 5.29. Angrenarea roților dințate

Se selecteaza cate o suprafață cilindrica a rotile pentru a se putea face angrenarea, introducandu-se raportul de transmitere.

Fig 5.30. Introducerea raportului dintre roți

În final obtinem subansamblele ce le vom folosi la crearea asnamblului final

Fig 5.31. Piesele aflate în contact întrun ambreaj multidisc

Fig 5.32. Ansamblul ambreiajului multudisc

Fig 5.33. Ansamblul angrenajului planetar

5.6. Formarea asamblul filnal

Rulmenti nu au fost desenați, eu au fost descarcati de pe internet [8], rulmenți fiind standardizați, și folosiți în ansamblarea finala.

Ansamblul final se face asemănător cu subansamblul, cu ajutor functiei intuitive Assemble, pentru centrarea pieselor între ele, punerea in contact a suprafețelor, angrenarea roților dințate, filetarea ansamblurilor filetate, etc.

Fig 5.34. Îmbinarea arborilor prin ambreiajele multidisc

Se prefer asamblări carcasei la final, începându-se cu miezul cutiei de viteze.

Fig 5.35. Asamblarea arborilor tubulari

Se angrenează canelurile pentru arbori și ambreiajele multidisc.

Fig 5.36. Asamblarea dintre caneluri

Se fac ansamble de cate 2-3 piese după care se asambrează între ele

Fig 5.37. Asamblarea capacului cu cuplajul unisens

Fig 5.38. Asamblarea piesei intermediare dintre bratul portsateliți si frână

Se montează rulmenți

Fig 5.39. Montarea rulmenților

Fig 5.40. Montarea frânei bandă

Fig 5.41. Ansamblul final

Fig 5.42 Ansamblu final explodat

Cap. 6 Întreținere și diagnosticare

6.1. Întretinerea cutiei de viteze automate

O cutie automată căruia sau respectat reviziile și este exploatată in mod corect poate să reziste o perioadă îndelungă și presupune costuri mult mai reduse. Se recomandă o revizie la 4 ani sau la 60 000 km, odată cu schimbarea uleiului din cutia de viteze.

Schimbul de ulei la 60 000 km sau 4 ani sunt etaloane de schimbare a uleiului pentru condus în regim extraurban. Pentru condusul în interiorul orașelor aglomerate cutia este folosită la capacitate dublă, astfel intervalul de revizii trebuie să fie mult mai scurt. Producătorii recomandă schimbarea uleiului între 60 000 și 120 000 km depinzând de producatorul și tipul cutiei de viteze.

Cutiile de viteză automate sunt mult mai cumplicate decat cele manuale. Asemănător cu motorul cutia de viteze are nevoie de o ungere bună pentru a putea funcționa la parametrii optimi, iar pe lângă schimbarea uleiului inspecția tehnică destinată transmisiei și a cutiei de viteze este esențială.

Când se constată o defectiune la cutia de viteze automata este important ca soferul sa oprească motorul și să anunțe un service autorizat pentru a fi tractat si diagnosticat autovehicolul. Se va începe cu inspecția vizuala a cutiei pentru a verifica dacă sunt scurgeri de uneli sau chiar spărturi. Depașirea masei maxime constructive sau tractarea unei greutați mai mari decat cea dată de producător poate atrage defectarea cutiei de viteza pe motiv de supra sarcină.

6.2. Diagnosticare cutiei de viteze automate

Simptoane și cauze comune pentru defecatrea cutiei de viteză :

Cuplarea din poziția Neutral –Drive a cutiei automate se face cu șoc.

Cuplarea din poziția Parcare-Reverse a cutiei automate se face cu șoc.

La schimbările de viteza efectuate de cutia automata apar șocuri.

Patinajele la schimbările de viteză efectuate de cutia automata după care cuplarea bruscă a acestora.

Apariția vibrațiilor.

Oscilația turometrului.

Dispariția vitezelor superioare.

In momentul schimbări în trepte superioare, apar patinaje patinaje.

Nedeplasarea autovehiculului de pe loc in momentul acționării atat in poziția R cât și în poziția D.

Deplasarea normal atât în față cât și în spate câtă vreme motorul nu a ajuns la temepratura de funcșionare, o dată cu atungerea regimului termic al motorului și încălzirea uleiului din cutia de viteze automatat, deplasarea fiind din ce în ce mai greoaie.

Zgomote frânari ale rotilor.

Blocarea autovehiculului.

Autoturismul are nevoie de o turație mai mare pentru demara de pe loc.

Schimbarea treptelor se face cu patinaj.

Lipsa a treptelor de viteze 4 și 5.

Autoturismul funcționeaza doar în prima treaptă a cutiei de viteze automate.

La pornire apar trepidații care se intensifică la viteze mai mari.

Verificări preliminare:

În majoritatea cazurilor neregularitati ale treansmisiei nu denotă o defecțiune a cutiei de viteze automată ci doar o problema de reglaje sau nivel de ulei insuficient. Ca urmare se recomanda verificarea unor aspecte cum ar fi:

Verificarea nivelului în cutia de viteze, verificarea nivelului se va face corect precum este specificat de producator pentru a citi corect nivelul.

În cazul în care uleiul se află sub minim se va completa cu uleiul specific cutiei de viteze recomandat de producător pana nivelul se va afla la valori normale, între min si max.

O cantitate de ulei prea mare poate să denote o problema aparută la nivelul cutiei, cum ar fi pătrunderea de lichid de răcire în carterul cutiei de viteze automate.

Starea în care se află uleiul se poate deduce ți dupa culoare si miros. Un ulei de culoare inchisă si miros de ars denotă uzura accentuată a acestuia.

Un mers in gol neuniform al motorului poate fi cauzat de cablul selectorului care este dereglat. Se va regla acest cablu pentru a remedia problema, reglajul acestui cablu de va face conform specificatiilor producătorului

După verificarea cestor parametri se va trece la testul pe drum propiu zis.

Testarea pe drum

Se vor testa toate treptele pe un drum orizontal și se va urmari turațiile la cre se face schimbare treptei, la eventualele socrui la schimbare, vibrații zgomote, etc.

Testarea vitezelor se va efectua pe un drum drept si se vor aborda trei metode:

apăsare progresivă, în vederea unei accelerări moderate;

apăsarea rapidă, pentru a se obtine o accelerare mai puternică;

de la o anumita viteză constantă se apasă brusc pedala de accelerație pentru a forța schimbarea într-o treapta inferioară.

Se vor urmări și eventualele patinaje ce pot apărea în timpul testări menționate mai sus.

Verificarea pozitiei P se face cu ușurință, se oprește vehicolul pe un drum înclinat după care se va introduce selectorul în pozitia P și se va elibera frâna și se va urmari daca autovehicolul rămâne staționar.

Cauze posibile:

Nivelul uleiului este incorect

Reglajul timoneriei selectorului de programe incorect

Reglajul incorect al frânei cu bandă

Sertarul regulatorului primar se blochează

Sertarul regulatorului secundar se blochează

Pistonul sertar pentru accelerație se blochează

Supapa regulatorului se blochează sau traductorul nu funcționează

Placile ambreiajului uzate

Placile ambreiaiului gripate

Bandă sau frană uzată

Dispozitiv servo defect

Presiunea din rampa scazută

Presiunea din rampa înalta

Cuplajul unisens al transmisiei defect

Pompa de ulei uzată sau defectă

Radiatorul de răcire a uleiului ineficient sau rampa de ulei blocată

Angrenaje uzate sau defecte

Hidrotransformatorul defect

Contactele întrerupatorului de pornire defecte

Timoneria dispozitivului de parcare dereglată

Contactul pentru kickdown sau electromagnetul defecte

Contactul de control pentru overdrive defect

Ambreiajul de blocare a hidrotransformatorului defect

Bibliografie

Ion Tabacu, Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura tehnică, București, 1999

Macarie T. N., Bădărău Suster H., Transmisii automate pentru autovehicule Îndrumător de laborator, Pitești, 2013

Untaru M., Fratila Gh., Calculul si constructia automobilelor, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1982

M. Novakovic, B. Stojanovic, M. Milisavljevic, S. Miladinovic, The kinematic analysis of Ravigneaux planetary gear set, University of Kragujevac.

Untaru M., Fratila Gh., Calculul si constructia automobilelor, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1982

Palade V., Constantin V., Hapenciuc M., Reductoare cu roți dințate,

Dragomir G. – Calculul si construcția autovehiculelor – Curs, Editura Universității din Oradea, Oradea, 2007.

Gh. Rădulescu, Gh. Miloiu, N. Gheorghiu, ș.a. – Îndrumar de proiectare în construcția de mașini, Editura Tehnică, București, 1986.

https://www1.agerpres.ro/ots/2016/08/05/revizia-cutiei-de-viteze-automate-cateva-sfaturi-de-la-automatic-gearbox-16-03-43

http://www.scritub.com/tehnica-mecanica/Diagnosticarea-transmisiilor-a44271.php

https://www.automobile-catalog.com/

https://www.traceparts.com/en/

https://mustangforums.com/articles/real-streets-jay-gives-tips-on-torque-converters/

http://www.carzone.ro/banda-frana-1531/vw

http://www.e-automobile.ro/categorie-transmisii/108-cutie-dsg-vw.html

Dragomir George, Constructia și Calculul Autovehiculelor -I- Îndrumar pentru lucrari de laborator, Oradea 2018