Construcția și calculul auto vehicul elor I [603538]
PROIECT
la
Construcția și calculul auto vehicul elor – I
Tema: Cutie de vitez e
Student: [anonimizat], grupa 1171
Îndrumător: prof.dr.ing. Dragos DIMA
Anul universitar 20 19-2020
Semestrul I I
1 STUDIU DE NIVEL PRIVIND CUTIA DE VITEZE
1.1 FUNCȚIUNILE
De cele mai multe ori, momentul si viteza unghiulara ale motorului nu corespund conditiilor
concrete de deplasare ale automobilului.Subansamblul automobilului care asigura modificarea
viteze i si fortei de tractiune ale automobilului prin modificarea parame trilor puterii produse de
motor se numeste cutie de viteze.
Principalele cerinte functionale ale cutie de viteze sunt:
• asigurarea deplasarii in conditii foarte variate de drum sau tere n neamenajat;
• optimizarea functionarii motorului prentru crestere a economicitatii si fiabilitatii;
• decuplarea de lunga durata a motorului de restul transmisiei;
• obtinerea mersului inapoi al automobilului, fara inversarea sensului de rotatie al motorului .
La unele automobile cutia de viteze mai poate prelua si alt e functiuni suplimentare :
• antrenarea unei prize de putere folosite pentru actionarea unor echipamente auxiliare ale
motorului;
• franarea de incetinire, necesara la coborarea pantelor lungi sau in cazul opririlor repetate.
1.2 SOLUȚII CONSTRUCTIVE
Pe langa functiunile amintite, cutiilor de viteze li se impun o serie de cerinte constructive si
economice:
• sa aiba constructie simpla, robusta si usoara
• sa fie fabricate cu costuri cat mai reduse
• sa aiba randament cat mai ridic at
• sa fie cat mai fiabile
• sa poata fi intretinute usor
• sa functioneze silentios
• sa fie comode in deservire.
Cele mai raspandite cutii de viteze ale automobilelor actuale su nt cele cu variatie in trepte a
raportului de transmitere. La acestea, tran sformarea cuplului se face cu ajutorul unor angrenaje cu
roti dintate cilindrice sau conice. Din punct de vedere constructiv, angrenajele pot avea axe fixe
sau rotitoare, caz in car e cutiile de viteze ce le contin se numesc planetare. Alegerea numarului de
trepte si a marimii rapoartelor de transmitere se realizeaza din considerente dinamice si economice,
diferentiat, in functie de tipul si destinatia automobilului.
Dintre cutii le de viteze in trepte cu arbori cu axe fixe, cea mai mare raspandire o au cele cu doi
si trei arbori.
Selectarea treptei de viteză (a raportului de transmitere) se face manual de către conducătorul
autovehiculului sau automat.
1. Cutiile de viteze automa te
Cutiile de viteze cu comandă automată pot fi cu arbori ficși sau cutii de viteze planetare.
2. Cuti a de viteze semiautomată
Fluxul de putere este întrerupt de către un ambreiaj automat ( de exemplu ACS – Automatic
clutch system) iar treapta de vite ză este selectată manual de către conducătorul autovehiculului.
3. Cutiile de viteze manuale automate
Aceste cutii de viteze sunt cutii clasice la care schimbarea treptelor și acționarea ambreiajului
se fac automat cu ajutorul unor actuatori electrohidrau lici. Selectarea treptelor se poate realiza și
manual prin acționarea levierului (cutiile tiptronic – VW, cutiile multimodale – Toyota) sau a
manetelor de la volan. Pentru selectarea unei anumite trepte de viteză se iau în considerare mai
mulți factori:
• Turația (viteza de circulație);
• Poziția manetei selectorului;
• Poziția pedalei de accelerație;
• Tendința de acce lerare sau decelerare;
• Panta sau rampa drumului;
• Datele înmagazinate în calculatorul de bord.
Etapele schimbării treptei de viteză sunt clar remarcate și anume:
• Decuplarea ambreiajului și reducerea turației motorului;
• Schimbarea treptei;
• Cuplarea ambreiajului și creșterea sau nu a turației motorului.
Fig. 1.1 Cutie de viteze automata (A llison 4000)
Fig. 1.2 Cutie de viteze planetara
Fig. 1.3 Cutie de viteze manuala pentru autofurgon cu 6+1 trepte (solutia aleasa)
Fig. 1. 4 Schema cinematica pentru modelul ales
Solutia aleasa de mine este o cutie de viteze cu 6 trepte. Am ales aceasta cutie de viteze datorita
complexitatii reduse, fiind o solutie clasica de cutie de viteze, si datorita costurilor relativ reduse
de prod uctie.
1.3 OPERAȚII DE ÎNTREȚINERE
Probab il cea mai importanta operatie de intretinere a unei cutii de viteze este aceea de a avea
mare grija atunci cand schimbam treapta de viteze, mai exact, sa fie apasata pana la fund pedala
de ambreiaj pe toata durata efectua rii acestei manevre. Daca nu este respectata aceasta cerinta,
avem toata sansele sa rupem dintii angrenajelor, poate si arborii.
Pentru o durata mai indelungata a cutiei de viteze, schimbarea treptei de viteza trebuie sa se
efectueze lent, fara sa se smuceasca schimbatorul de viteze, iar cuplarea si decuplarea ambreiajului
trebuie sa se realizeze deasemenea lejer, pentru a se cupla in siguranta arborele primar de volantul
arborelui cotit.
Pentru a asigura intretirea rotilor dintate si a rulmentilo r, cutia de viteze are prevazuta o baie de
ulei, care serveste la mentinerea uleiului pentru a se unge acestea.
Intretinerea cutiei de viteze consta in urmatoarele operatii:
• controlul fixarii cutiei pe carterul ambreiajului sau pe cadru
• verificarea stringerii piulitelor de la flansa arborelui secundar
• verificarea etanseitatii carterului prin observarea locurilor pe unde au loc pierderi de ulei
• controlul functionarii dispozi tivelor de fixare si zavorire
• reglarea mecanismului de comanda a treptelor
• gresarea articulatiilor mecanismului de comanda
• controlu si complectarea nivelului uleiului
• schimbarea lubrifiantului din carter
La automobile cu comanda la distanta a cuti ei de viteze si la cele cu maneta pe coloana
volanului, trebuie sa se reglez e, periodic, lungimile tijelor intermediare pentru a se aduce in
concordanta cu pozitia pinioanelor din cutia de viteze.
Ungerea cutiei de viteze se face cu ulei special pentr u transmisie. Schimbarea uleiului consta in
golirea celui uzat si umplerea p ina la nivel cu altul proaspat. De regula, nivelul uleiului in carter
trebuie sa fie la marginea inferiora a orificiului de umplere.
Periodic, se controleaza nivelul lubrifian tului in carter, care trbuie sa fie la nivelul orificiului de
alimentare.
Deasemenea, atunci cind instructiunile de exploatare prevad, se fac inlocuirea in functie de
anotimp (iarna -vara) a uleiului, chiar daca rulajul prevazut nu a fost realizat.
1.4 MODALITĂȚI DE REPARARE
Pentru a fi reparata, cutia de viteze trebuie demontata din zona sa de lucru.Ca modalitate de
reparare, cred ca cel mai indicat lucru ar fi ca piesele uzate, stricate, sa fie inlocuite cu altele noi.
Nu este indicat a se ince rca rectificarea lor pentru ca in cazul deplasarii autoturismului in trafic,
blocarea cutiei de viteze ar putea duce la daune atat materiale cat si umane.
De aceea,marca ce produce cele mai sigure masini din lume, VOLVO, nu mai permite repararea
cutiilor de viteze, ci inlocuirea cu totul ale lor.
Carterul cutiei de viteze. Pot aparea urmatoarele defecte: fisuri ale carterului, uzura locasului
din fata pentru axul de mers inapoi, uzura locasului din spate pentru axul de mers inapoi,
deteriorarea f iletului gaurilor pentru fixarea capacului cutiei de viteze, a capacelor arborelui primar
si arborelui intermediar si a capacului pentru vitezometru, deteriorare filetului gaurilor pentru
fixarea carterului reductorului, stirbiri ale bosajelor gaurilor fil etate.
Fisurile carterului se constata prin examen vizual si control prin ciocanire. Daca fisurile s unt
mai mici de 50 mm sau nu traverseaza mai mult de doua gauri, carterul se reconditioneaza prin
sudare oxiacetilenica si refacerea suprafetelor afect ate de fisuri la forma si dimensiunile initiale.
Uzura locasurilor pentru axul de mers inapoi se maso ara cu calibre -tampon: locasurile uzate se
alezeaza la cote majorate si se foloseste un ax de mers inapoi la cote majorate.
Filetul gaurilor dete riorat se reconditioneaza prin majorarea gaurilor si refiletarea la cota
majorata sau prin incarcarea cu sudura a gaurilor, gaurirea si refiletarea la cota nominala.
Locasurile rulmentilor arborilor cutiei de viteze uzate se r econditioneaza prin: alez are la o cota
majorata -bucsare (bucse montate cu stringere prin presare) -prelucrarea alezajului la cota nominala:
metalizare, urmata de prelucrarea la cota nominala.
Carterul cutiei de viteze se rebuteaza daca prezinta spartur i si rupturi de orice nat ura si pozitie,
fisuri care leaga doua alezaje pentru rulmenti, fisuri mai mari de 50 mm sau care traverseaza mai
mult de doua gauri.
Arborele primar. Pot aparea urmatoarele defecte:
uzura suprafetei locasului 1 pentru spriji nirea arborelui secundar: uzura suprafetei 2 de fixare a
rulmentului din carterul cutiei de viteze, uzura in latime a canelurilor 3 pentru butucul discului
ambreiajului, uzura fusului de ghidaj 4 in arborele cotit, uzura suprafetei de alunecare 5 a inelulu i
de etansare, stirbiri a le suprafetei de lucru a dintilor de angrenare 6 sau cuplare, incovoierea sau
torsoinarea arborelui, uzura in grosime a dintilor de angrenare7, uzura in grosime sau la capete a
dintilor de cuplare 8, fisuri de orice natura sau pozi tie.
Uzura suprafete i locasului pentru spijinirea arborelui secundar se masoara cu un tampon sau un
micrometru de interior: defectul se elimina prin rectificare la cota majorata. Reconditionare
suprafetei se poate face si prin cromare, dupa care se re ctifica la cota nominala.
Uzura in latime a canelurilor pentru butucul arborelui ambreiajului se masoara cu un sablon, iar
daca scade sub o anumita latime, arborele se rebuteaza.
Uzura suprafetei de fixare a rulmentului din carterul cutie de vite ze se masoara cu un micro metru
de exterior sau calibru potcoava: defectul se elimina prin cromare, metalizare cu pulberi metalice
sau metalizare cu sirma si rectificare la cota nominala.
Uzura fusului de ghidaj in arborele cotit se masoara cu un micro metru de exterior: defect ul se
elimina prin cromare sau metalizare cu pulberi si rectificare la cota nominala.
Stirbirile suprafetei de lucru a dintilor de angrenare sau cuplare se examineaza vizual. Suprafata
se reconditioneaza prin polizarea margini lor stirbirilor, daca def ectul nu depaseste 25% din
suprafata dintelui sic ind nu apare la doi dinti alaturati.
Arborele primar se rebuteaza in cazul urmatoarelor defecte:fisuri sau rupturi de orice
natura:rupturi ale dintilor:incovoierea sau torsiona rea arborelui:uzura in gr osime a dintilor de
angrenare sau de cuplare,peste o anumita valoare:uzura la capete a dintilor de cuplare,peste o
anumita limita:exfolierea canelurilor.
Uzura fisurilor pentru rulmenti se masoara cu un micrometru de exterior sau calibru potcoava:
defectul se elimina prin cromare si rectificare la cota nominala.
Uzura suprafetelor de contact cu rotile dintate se masoara cu micrometru de exterior sau calibru
potcoava: defectul se eliminaprin cromare si rectificare la cota n ominala,cind se folosesc roti
dintate cu diametru interior la cota nominala,sau prin cromare si rectificare la cota majorata,cind
se folosesc roti dintate la o treapta de reparatie.
Uzura in grosime a dintilor danturii rotilor se masoara cu un calibru special pentru
dantura. Daca cota peste trei dinti este sub limita admisa, arborele nu se reconditioneaza ci se
rebuteaza
Fisurile de orice natura sau pozitie se controleaza prin feroflux. Daca apar fisuri, arborele nu se
reconditioneaza ci se rebut eaza. Stirbirile suprafet ei de lucru a dintilor se examineaza vizual.
Arborele se reconditioneaza prin polizarea marginilor stirbirilor daca nu depasesc 25% din
suprafata dintelui si nu se produc la doi dinti alaturati.
Arborele secundar. Pot aparea u rmatoarele defecte: uzura suprafetei de centrare a canelurilor
pentru flansa arborelui si suportul mufelor de cuplare a treptelor:uzura in grosime a canalurilor
pentru suportul mufelor de cuplare a treptelor:uzura suprafetelor de lucru a rulmentilor cu rol e-ace
pe care se sprijina rotile dintate:uzura fisurilor pentru rulmentii de sprijin:fisuri de orice
natura:incovoierea si torsionarea arborelui.
Uzura suprafetelor de centrare a canelurilor se masoara cu micrometrul de exterior sau cu calibru
potcoav a. Daca dimensiunile sint sub limita admisa, arborele nu se reconditioneaza ci se rebuteaza.
Uzura in grosime a canalurilor se masoara cu micrometrul pentru dantura. Daca cota este sub
limita admisa, arborele nu se reconditioneaza ci se rubuteaza.
Uzura suprafetelor de l ucru ale rulmentilor cu role -ace pe care se sprijina rotile dintate se
masoara cu un micrometru de exterior sau cu un calibru potcoava.Arborele se reconditioneaza
prin:cromare dura si rectificare la cota nominala:metalizare cu pulb eri metalice si rectifica rea la
trepte de reparatie:inlocuirea rolelor -ace initiale cu unele avind diametrul majorat si folosirea unei
roti dintate reconditionate.
Uzura fusurilor pentru rulmentii de sprijin se masoara cu un micrometru de exterior sau cu un
calibru potcoava.A rborele se reconditioneaza prin rectificare de uniformizare,cromare dura si
rectificare la cota nominala.
Fisurile de orice natura se controleaza prin feroflux.Arborele fisurat se rebuteaza.
Incovoierea arborilor se masoara c u un dispozitiv cu compar ator.Bataia radiala la prindere intre
virfuri nu trbuie sa depaseasca o anumita valoare precisa.Arborele nu se reconditoneaza.
Uzura alezajului pentru arborele secundar se masoara cu un micrometru de interior sau cu un
calibru tampon:defectul se elimi na prin rectificarea alezajului la treapta de reparatie.
Uzura danturii de cuplare se poate manifesta prin: uzura in gosime a dintilor de cuplare, uzura
la capete a dintilor de cuplare, ambele defecte. Rotile dintate nu se rec onditioneaza: se rebuteaz a
daca cota peste trei dinti sau latimea danturii sint sub limitele prescrise.
Stirbirile suprafetei de lucru a dintilor se indeparteaza prin polizarea marginilor stirbirilor daca nu
depasesc 25% din suprafata dintelui sau nu apar la doi dinti alaturati.
La uzura in grosime a dintilor danturii de angrenare, roata dintata nu se reconditioneaza: se
rebuteaza cind cota peste patru dinti este sub valoarea prescrisa.
Fisurile in orice pozitie se controleaza prin feroflux. Roata se rebuteaza cin din urm a controlului
apar fisuri.
1.5 ANALIZA COMPARATIVĂ
Necesitatea obtinerii unor performante de exploatare cat mai ridicate a dus la realizarea unei
mari diversitati constructive de transmisii, deci si de cutii de viteze, in stransa corelare cu specificul
conditiilor de functionare ale fiecarui tip de aut omobil. Utilizarea unui anumit tip de cutie de viteze
este impusa in primul rand de raportul avantaje -dezavantaje pe care acestea il confera
automobilului.
In aprecierea comportamentului in exploatere a l cutiei de viteze, cea mai mare importanta o au
posibilitatea deplasarii in conditii grele, productivitatea, economicitatea, fiabilitatea, intretinerea,
siguranta circulatiei si confortul.
Cutia de viteze cu trei arbori mi se pare o solutie foarte ut ila, mai ales atunci cand autoturismul
se deplase aza pe un drum amenajat, la o viteza relativ mare, deoarece aceasta permite cuplarea
directa a arborelui primar cu cel secundar (priza directa), reducand astfel frecarile din transmisie,
randamentul transmis iei fiind mai mare, iar consumul de carburant fii nd mai mic.
De asemenea, mi se pare foarte interesanta realizarea rigidizarii arborelui, adica dispunerea sa
pe trei rulmenti, ceea ce ii confera o rezistenta mult mai mare la incovoiere, atunci cand
autoturismul functioneza in conditii grele, la turat ie si moment mare ale motorului.
1. Cutia de viteze automata
Cutiile de viteze automate sunt cutiile care realizează schimbarea treptelor de viteză fără
intervenția conducătorului automobilului. Mai mult, decizia de schimbare a treptelor de viteză este
luată de calculatorul electronic de control al cutiei de viteze, pe baza informațiilor provenite de la
senzori (poziție pedală accelerație și viteza automobilului).
Cutiile de viteze automate, în denumir ea populară, mai sunt numite și cutii „hidramate” . Acestă
denumire se datorează cutiilor de viteze automate produse de General Motors sub numele de
Hydra -Matic. Cutiile „hidramate” sunt de fapt cutii automate clasice cu hidrotransformator și
mecanisme plan etare.
Realizarea unei trepte de viteză într -o cutie de viteze automată se face prin intermediul mai
multor mecanisme planetare (simple, Ravigneax sau Lepelletier). Comparativ cu o cutie de viteze
manuală cu angrenaje simple, la care o treaptă de vitez e de forme ază de o singură pereche de roți
dințate, o cutie de viteze automată realizează o treaptă de viteze utilizând mai multe mecanisme
planetare. Prin blocarea elementelor componente ale mecanismului planetar (solară, platou sateliți,
coroană) se obți n diferite rapoarte de transmitere, care înseriate formează un raport al cutiei.
2. Cutia de viteze planetara
Cutiile de viteze planetare se caracterizează prin aceea că unele dintre roțile dințate execută în
același timp o mișcare de rotație în raport c u propria lor axă și o mișcare de revoluție în raport cu
axa centrală a mecanismului. Roțile dințate sunt cilindrice și au dinții drepți sau înclinați.
Schimbarea treptelor se face cu ajutorul unei frâne, al unui ambreiaj sau combinat (cu frână și
ambr eiaj), roț ile dințate fiind permanent angrenate. Cutiile de viteze planetare au construcție
complicată care cere precizie mare de execuție, echilibraj perfect, montaj de precizie.
3. Cutia de viteze clasica (manuala)
Părțile principale ale unei cutii de viteze cla sice sunt: mecanismul reductor și mecanismul de
comandă, fixare și zăvorâre a treptelor.
Mecanismul reductor servește la transmiterea momentului motor și permite modificarea
raportului de transmitere. El se compune, în general, din patru arbo ri (primar , intermediar,
secundar și cel de mers înapoi) și un anumit număr de perechi de roți dințate cu care se face
transmiterea momentului între arbori.
Mecanismul de comandă, fixare și zăvorâre a treptelor serveste la: comanda cuplării și
decuplăr ii treptel or; fixarea treptelor (nepermițând decuplarea sau cuplarea decât la intervenția
conducătorului auto); zăvorârea treptelor (împiedicând cuplarea simultană a două trepte de viteză).
1.5.1 Avantaje
Cutie de viteze manuala:
Cutie de viteze automata:
➢ sentimentul de control asupra mașinii
➢ frână de motor mai eficientă
➢ reglarea consumului după bunul plac
➢ plăcere în conducere pentru pasionați
➢ oferă posibilitatea de a exploata optim
puterea motorului ➢ confort ridicat (fizic și intelectual)
în orașele aglomerate nefiind
necesară schimbarea treptelor la
fiecare oprire
➢ durabilitate mai mare (avantaj anulat în
comparație cu ultimele generații de cutii
automate)
➢ un cost de productie mic
➢ este o solutie contructiva clasica , usor
de utilizat
➢ utilizeaza la maxim puterea motorului ➢ ușurarea șofatului în oraș și la drum
lung prin faptul că întotdeauna ai o
mână liberă la dispoziție
➢ mărește puterea de concentrare în
trafic
1.5.2 Dezavantaje
Cutie de viteze manuala:
Cutie de viteze automata:
➢ oboseală fizică și, după caz, psihică
➢ necesitatea unei atenții sporite
➢ riscul de a selecta treapta greșită
➢ riscul de defecțiune prin nefinalizarea
repetată a procesului de apăsare a
ambreiajului ➢ reparații scumpe în caz de
defecțiune
➢ consum mai mare de carburant
➢ riscul apariției z vâcn irilor la
schimbarea treptelor
➢ riscul apariției lipsei de corelare la
schimbarea treptelor
➢ frâna de motor nu este la fel de
eficientă ca în cazul cutiilor de
viteze manuale
➢ în caz de defecțiune, necesitatea de
a fi schimbate în totalitate
2 MATERIALE UTILIZATE LA CONSTRUCȚIA CUTIEI DE
VITEZE
2.1 TIPURI DE MATERIALE UTILIZABILE
1. Materiale utilizate pentru arbori.
Arborii drepți se execută, de regulă,
din oțeluri carbon sau aliate, iar în cazul
unor dimensiuni foarte mari din fontă.
Oțelurile aliate se recomandă în cazul
când pinionul este executat din astfel de
oțeluri și este corp comun cu arborele,
la turații de funcționare foarte ridicate,
în cazul arborilor puternic solicitați și
cu restricții de gabarit.
Pentru arborii drepți se recomandă:
• oțeluri de uz general pentru
construcții (OL 42, OL 50, OL 60
STAS 500/2), pentru arborii care nu
necesită tratame nt termic;
• oțeluri carbon de calitate de
îmbunătățire (OLC 45, OLC 60 STAS
880) sau oțeluri aliate de îmbunătățire (40 Cr 10, 41 CrNi 12 etc. STAS 791), pentru arbori
puternic solicitați și/sau durată mare de funcționare impusă lagărelor sau canelurilo r;
• oțeluri carbon de calitate de cementare (OLC 10, OLC 15 STAS 880) sau oțeluri aliate de
cementare (13 CrNi 30, 28 TiMnCr 12 etc. S TAS 791), pentru arbori puternic solicitați și pentru
arbori care funcționează la turații ridicate.
2. Materiale utiliza te pentru roti dintate .
Roțile dințate se execută dintr -o gamă foarte
largă de materiale pentru a satisface condițiile
diverse în c are funcționează. Roțile dințate
utilizate în construcția reductoarelor de turație, a
transmisiilor automob ilelor și tractoarelor se
execută numai di n oțeluri tratate termic sau
termochimic.
Ca tratament final, normalizarea se aplică
oțelurilor nealia te, utilizate doar în construcția
unor cutii de viteze care tran smit sarcini mici, la viteze mici. Marcile de astfel de oțeluri
utilizate în construc ția roților dințate sunt: OLC 45, OLC 50, OLC 55 și OLC 60.
Oțelurile de îmbunătățire fac parte din gr upa oțelurilor moi, principalele mărci de astf el de
oțeluri utilizate în construcția roților dințate de la reductoare sunt: 40 Cr 10, 26 MoCr 11, 34
MoCr 11, 51 VMnCr 11, 40 CrNi 12, 30 MoCrNi 20 etc.
Principalele mărci de oțeluri de cementare utiliza te în construcția roților dințate de la
reductoare și transmisii de automobile și tractoare sunt 15 Cr 9, 18 MnCr 11, 20 TiMnCr 12,
21 MoMnCr 12, 18 CrNi 20, 20 MoNi 35, 17 MoCrNi 14.
Cele mai utilizate oțeluri de nitrurare, nitrurate, sunt: 21 MoMnCr 12, 26 MoCr 11, 30
MoCrNi 16; cele de îmbunătățire, nitrurate sunt: 34 MoCr 11 (33 MoCr 11), 42 MoCr 11 (42
MoCr 11), iar cele de cementare nitrurate sunt: 19 MoCr 11 și 21 MoMnCr 12.
3. Materiale utilizate pentru lagarele cutiei de viteze
Datorita so licitarilor la care sunt supusi rulmentii ,
materialul din care
sunt confectionati rulmentii sunt otelurile datorita
caracteristicilor materialului:
• durabilitate si solicitare la obosea la de contact
,ridicate
• durabilitate la temperatura ambianta si la
temp eraturi ridicat
• coeficient de dilatare
• tenacitate
• rezistenta la coroziune
• caracteristici de transformari metalurgice
Pentru inelele de rulmenti si corpurile de rostogolire s -au selectionat oteluri
cu continut ridicat de carbon de aproximativ 1,00% si un continut de crom
de 1.5% .
Desi otelurile de cementare se intalnesc mai rar in fabricatia de
rulmenti, totusi pentru anumite utilizari, acestea se folosesc cu bune rezultate
in exploatare. Aceste oteluri se recomanda, in general, in executia rul mentilor de
dimensiuni mari, precum si acolo unde exploatarea rulmentilor se realizeaza
in conditii de soc si vibratii.
Rulmentii executati din oteluri de cementare sunt mai putin susceptibili la
distrugeri accidentale, datorita miezului ductil si moa le.
In functie de materialul utilizat, precum si de tehnologia de executie,
coliviile pot fi:
• Colivii presate din tabla de otel, cu continut scazut de carbon pentru ambutisare
extraadanca
• Colivii din alama, CuZn40PbT
• Colivii injectate din mase plastic e, utilizate la rulmenti de
• dimensiuni medii si mici;
Acestea se caracterizeaza prin:
• densitate redusa;
• elasticitate ridicata;
• uzura redusa la miscarea de alunecare;
• moment de inertie redus.
Cel mai utilizat material plastic este poliamida armata c u fibra de sticla si
stabilizata termic, iar temperatura de functionare a acestor colivii este de
300C….+1200C.
4. Materiale utilizate pentru carterul cutiei de viteze
Carterul mecanismului reductor reuneste elementele ansamblului cutie
de viteze si le mentine in pozitia de functionare.Protejeaza organele interne
de mediul exterior si conserva uleiul necesar ungerii si racirii elemntelor
aflate in miscare.
Carterul cutiei de viteze va trebui sa indeplineasca urmatoarele
cerinte:
• sa fie rigid si usor
• etans
• bine ventilat pentru a evita supraincalzirea interna la cresterea temperaturii de functionare
• sa evacueze rapid caldura in timpul functionarii
Diminuarea zgomotului se poate face printr -o nervurare
corespunzatoare a peretiilor ansamblului. Aleger ea materialului depinde atat de
aspectele functionare –incarcare , zgomot , cat si de procedee de turnare si
tehnologia de productie dis ponibila.
De regula in constructia unui carter al cutiei de viteze , datorita
dificultatilor de obtinere a calitatil or suprafetelor la uzinare cu aceeasi viteza
de aschiere si modificarii diferentiate a formei si dimensiunilor la cresterea
temperaturii , se utilizeaza un sigur tip de material.
Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor si autoutilitarelor usoar e
se toarna din aliaje de aluminiu. Compozitia chimica depinde de procedeul
de turnare.
Astfel se utilizeaza aliajul:
• AS10U4 la turn area sub presiune a pieselor de serie mare;
• AS9U4 la turnarea statica în cochila metalica a pieselor de serie medie;
• AS5U3 la turnarea în forma de nisip a pieselor prototip si serie foarte mica.
Carterul asamblat reprezinta o solutie specifica transmisiilor
autoturismelor si autoutilitarelor usoare.
Carterul asamblat reprezinta o alta solutie ce poate fi obtinuta pr in
turnare sub presiune a elementelor componente. Turnarea sub presiune
confera pieselor finite :
• precizie mare
• rigiditate satisficatoare
• masa redusa
•
2.2 REZISTENȚE ADMISIBILE
1. Arbori
Sub acțiunea forțelor exterioare și a momentelor de torsiune pe care le transmit, arborii sunt
solicitați la torsiune, încovoiere și tracțiune sau compresiune. Aceste solicitări acționează simultan,
deci arborii sunt su puși la solicitări compuse.
Principalele solicitări sunt solicitarea de torsiune și cea de încovoiere.
Tensiunea admisibilă convențională se alege din intervalul τat=10…50 MPa , valorile mai mari
se recomandă în cazul arborilor scurți, iar valorile m ai mici în cazul arborilor lungi. În cazul unor
arbori foarte rigizi și la care deformațiile de încovoiere nu conduc la funcționări incorecte ale
ansamblului respectiv, se pot lua și valori mai mari pentru rezistența admisibilă convențională la
torsiune, τat=50…55 at MPa.
2. Roti dintate
Este cea mai periculoasă formă de deteriorare a danturii, deoarece bucățile rupte din dinți pot
produce deteriorarea și a altor organe de mașini din transmisie. Ruperea dinților este cauzată de
oboseala materialului sau de suprasarcinile care apar în t ransmisie.
Marca oțelului σ02, σr, σ02, σr, σ02, σr, σ02, σr, σ02, σr,
MPa MPa MPa MPa MPa MPa MPa MPa MP
a MPa
SR EN Diametrul d sau grosimea piesei t, în mm
STAS 791 10083 -1
d 16; t 8 16 < d 40; 40 < d 100; 100 < d 160; 160 < d
250;
10083 -2 8 < t 20 20 < t 60 60 < t 100 100 < t
160
Tratament termic: călire și revenire
înaltă (I)
40Cr10 41Cr4 800 1000…
660 900…
560 800…
– – – –
1200 1100 950
26MoCr11 25CrMo4 700 900…
600 800…
450 700…
400 650…
– –
1000 950 850 800
34MoCr11 34CrMo4 800 1100…
650 900…
550 800…
500 750…
450 700…
1200 1100 950 900 850
42MoCr11 42CrMo4 900 1100…
750 1000…
650 900…
550 800…
500 750…
1300 1200 1100 950 900
34MoCrNi1
6 36CrNiMo
4 900 1100…
800 1000…
700 900…
600 800…
550 750…
1300 1200 1100 950 900
30MoCrNi2
0 30CrNiM
o8 1050 1250… 1050 1250… 900 1100
… 800 1000
… 800 1000…
1450 1450 1300 1200 1200
51VMnCr1
1 51CrV4 900 1100…
800 1000…
700 900…
650 850…
600 800…
1300 1200 1100 1000 950
3. Rulmenti.
Calculul rulmenților rotitori se poate desfășura în două moduri.
• Se determină capacitatea dinamică necesară, care trebuie să verifice relația
Cnecesar = P pL C , în care capacitatea de încărcare dinamică de bază C se ia din catalogul
de rulmenți.
Durabilitatea impusă rulmentului (în milioane de rotații) L se determină în funcție de turația
inelului rotitor n și de durata de funcționare impusă Lh impus (în ore), cu relația
L = 60nL
h impus .
106
• Se determină durata de funcționare a rulmentului Lh (în ore), care, pentru verificare, trebuie
să respecte relația
Lh = 106 L
Lh impus , în care C p
L = .
60n
P
In cataloagele de rulmenti ale firmelor exista specificat pentru fiecare tip de rulment sarcinile,
fortele max ime si rezistentele pe care le pot prelua.
3 TEHNOLOGII UTILIZATE LA CONSTRUCȚIA CUTIEI DE
VITEZE
3.1 TEHNOLOGII DE FABRICARE
1. Arbori
Tehnologia de fabricație a arborilor constă în: strunjirea suprafețelor cilindrice sau conice și a
filetelor, freza rea canalelor de pană sau a canelurilor – operații executate înainte de tratamentul
termic – rectificarea fusurilor, a porțiunilor de cal are, a suprafețelor canelurilor – operații executate
după tratamentul termic.
Tratamentele termice sau termochimic e aplicate depind de materialul din care se execută arborii,
putând fi: îmbunătățire sau îmbunătățire și călire superficială a fusurilor, canelurilor, porțiunilor
de calare etc.; cementare urmată de călire a fusurilor, porțiunilor de calare și a canelurilo r; nitrurare
etc.
Prelucrarea mecanica a pieselor de tip arbore .
Prelucrarea suprafetelor frontale se poate realiza pe strung, in cazul arborilor mici si mijlocii
. Pentru fabricatie in serie se aplica frezarea
simltana a capetelor pe masini specializ ate de frezat si centruit. In cazul arborilor de dimensiuni
mari, prelucrarea suprafetelor frontale se face succesiv pe masini de frez at longitudinale sau pe
masini de alezat si frezat.
Prelucrarea prin strunjire a arborilor se poate executa pe majori tatea tipurilor de strunguri:
strunguri paralele, strunguri revolver, strunguri cu mai multe cutite.
Prelucrarile finale asigura in special imbunatatirea calitatii suprafetei, iar pe ntru procedeele la
care scula este condusa de masina are loc, si cres terea preciziei dimensionale sau de forma si
pozitie.
Rotile dintate ale cutiilor de viteze pot fii executate impreuna cu arborii sau separat si
montate prin imbinari canelate sau cu pana disc.
2. Roti dintate
Realizarea tehnologica a rotilor dintate cu profil evolventic se efectueaza cu ajutorul
unei masini de frezat cu freza melc.
Prelucrarea rotilor dintate.
Rotile dintate de pe arborele secundar sunt executate de obicei , impreuna cu butucul si
numai in unele cazuri sunt realizate sub forma d e coroane dintate montate pe butuc. Pentru
asigurarea unei circulatii mai bune a lubrifiantului ,
rotile dintate s unt prevazute cu canale.Danturarea prin generarea profilului cu freza melc
modul.
Se face pe masini unelte specializate , folosind freza -melc, cu muchii dreote si dinti
detalonati. Prelucrarea cu freza melc modul , se bazeaza pe proprietatea de a avea ca
infasuratoare a danturii , atunci cand se rostogoleste pe plan , o cremaliera c u flancuri
rectilinii. Prelucrarea finala a rotilor dintate tratate termic superficial.
3. Rulmenti
Inelele rulmenților se execută prin strunjire, urmată de rectificare. Forjarea se efectuează pe
mașini automate. Ulterior semifabricatele forjate se supu n unui tratament termic de recoacere de
globulizare (în cup toare electrice) și operațiunii de sablare cu alice din fontă pentru îndepărtarea
țunderului și a eventualelor bavuri.
Strunjirea se face pe mașini automate. Înaintea operației de strunjire a c ăilor de rulare se rectifică
plan bilateral inelele, pentru asigurarea bazelor tehnologice. După strunjire se aplică t ratamentul
de durificare și abia apoi se execută, în ordine, rectificarea suprafețelor laterale, a suprafețelor
cilindrice, a căilor de ru lare și superfinisarea căilor de rulare. În final, rugozita tea suprafețelor
funcționale este de 0,4 μm.
Bilele se obțin prin presare la rece (în prese speciale), urmată de pilire și eventual rectificare. Se
continuă cu tratamentul termic de durificare, urmat de rectificare, lepuire și sortare. Rectificarea
și lepuirea se execută cu discuri din fontă spec ială, cu soluții abrazive de Al2O3, Cr2O3 și, în final,
motorină. Se obțin rugozități de 0,04 μm.
Rolele se obțin prin debitare din bare, urmată de presare. După tratamentul termic de durificare
se continu ă cu operațiile de tobuire și de rectificare d e eboșare a generatoarei rolei.
4. Carterul
Carterul asamblat reprezinta o alta solutie ce poate fi obtinut prin turnare sub presiune a
elementelor componente. Turnarea sub presiune confera pieselor finite: precizie mare, rigiditate
satisfacatoarele si masa redusa.
3.2 TEHNOLOGII DE ASAMBLARE
1. Arbori
Arborii cutiei de viteze se monteaza in carter tinand seama de particularitatile de functionare ale
fiecaruia. Asamblarea componentelor ce urmeaza a fi soli darizate cu arborii ( roti dintate , butuci
ai sincronizatoarelor , etc) se realizeaza prin caneluri. Cele mai utilizate caneluri ale arborilor
cutiilor de viteze sunt cele cu profil in evolventa , pentru care se recomanda centrarea pe diametrul
exterior s au pe laturile canelurii. Lagarele pe care se sprijina
arborii trebuie sa permita variatiile de lungime ( sub influenta temperaturii) , fara a duce la
griparea axiala a acestora.
Arborele primar
In general arborele primar face corp comun cu pini onul angrenajului permanent si serveste
drept reazem arborelui secundar, asigurand legatura cinematica intre arborele cotit al motorului
si cutia de viteze prin intermediul ambreiajului. In cazul cutii lor de viteze pentru autoturisme de
talie mica si medie , rotile dintate sunt fixate pe arbore. In cazul cutiilor de viteze incarcate de
momente de torsiune mari numa rotile treptelor inferiare si mers inapoi , (caracterizate prin
diametre mici) , fac corp comun cu arborele , celelalte fiind montate liber.
Daca diametrele rotiilor si arborilor sunt compatibile cu tehnologia de forjare , ele fac corp
comun cu arborele , iar daca diametrele sunt foarte diferite , rotile dintate sunt fixate prin fretare.
Arborele intermediar se intalneste in doua tipuri:
a) sub forma unui tren monobloc cu roti dintate , montat prin intermediul rulmentilor pe
un ax nerotitor , fixat in carter. Se foloseste la automobilele usoare , cand distant intre
axele arborilor primar si intermediar este mai mica decat suma razelor exteri oare ale
rulmentilor de pe cei doi arbori. In acest caz arborele este compus din blocul rotilor
dintate, montat prin intermediul rulmentilor cu role ace , pe ax.
b) cu roti dintate fixe pe el si montat in carter prin intermediul rulmentilor. In general rotile
dintate ale treptelor inferioare ( cu diametru mic ) fac corp comun cu arborele , iar rotile
dintate ale treptelor superioare sunt executate separat si sunt montate pe arbore si
solidarizate la rotatie de acesta cu ajutorul penelor disc sau logitudinale.
Arborele secundar
Arborele secundar al cutiilor de viteze cu trei arbori se sprijina cu partea anteriaora pe
arborele primar , iar cu partea posterioara in carterul cutiei de viteze. Arborele secundar este
prevazut cu caneluri pe care se deplaseaza ro tile dintate , in cazul obtinerii treptelor prin roti
dintate cu deplasare axiala, sau pe care se monteaza mufe de cuplare , in cazul obtinerii
treptelor prin roti dintate permanent angrenate. In general , arborele secundar are caneluri
drepte cu profil ev olventa. In cazul in ca re rotile dintate cu deplasare axiala au dantura
inclinata , canelurile arborelui secundar se fac inclinate , iar pasul canelurilor trebuie sa
corespunda cu pasul dintilor.
Pentru asigurarea unei ungeri corespunzatoare a rotilor montate liber pe arbor ele
secundar , acesta este prevazut cu o retea de canale prin care circula lubrifiantul din
carterul cutiei de viteze.
2. Roti dintate
In constructia cutiilor de viteze se utilizeaa roti dintate cu dantura dreapta sau inclinata , cu
profil in evolventa. Rotile dintate cu dinti drepti sunt simple si ieftine , dar au o functionalitate
zgomotoasa , si se uzieaza rapid , motive pentru care utilizarea lor este limitata la treapt a pentru
mersul inapoi si uneori a primei trepte ( cand se utilizeaza so lutia de cuplare prin roti cu deplasare
axiala). Prin utilizarea solutiei cu angrenaje permanente , se reduce , in oarecare masura ,
randamentul , datorita frecarilor suplimentare , si
totodata se mareste si lungimea cutiei de viteze prin introducerea unor elemente speciale de cuplare
( mufe si sincronizatoare).
In cazul angrenajelor permanente , sunt folosite rotile dintate cu dinti inclinati , care sunt
mai rezistente , permit m icsorarea distantei dintre axe , functioneaza cu zgomot redus.
Rotile dintate ale cutiilor de viteze pot fii executate impreuna cu arborii sau separat si
montate prin imbinari canelate sau cu pana disc.
Rotile dintate de pe arborele secundar sunt exe cutate de obicei , impreuna cu butucul si
numai in unele cazuri sunt realizate sub forma de coroane dintate montate pe butuc. Pentru
asigurarea unei circulatii mai bune a lubrifiantului , rotile dintate sunt prevazute cu canale.
3. Lagarele cutiei de viteze
Lagarele cutiei de viteze sunt componentele prin intermediul carora arborii mecanismului
reductor se sprijina pe carter , pentru a le permite : – fixarea si ghidarea , rotatia si preluarea
eforturilor in timpul functionarii.
Principalele cerinte f unctionale sunt: -functionare silentioasa
• capacitate mare la un gabarit minim
• sa permita variatiile de lungime ale arborilor -durabilitate
In constructia cutiilor de viteze sunt utilizate lagare de alunecare ( lagare fluide ), si lagare de
rostogolire ( rulmenti ) .
Lagarele de alunecare , fluide , pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt
utilizate in costructia cutiilor de viteze , deoarece necesita o ungere din abundenta ( sub presiune )
, realizabila prin
intermediul unei pompe de ulei. Lagarele cu rostogolire ( rulmenti ) , sunt cele mai raspandite in
constructia cutiilor de viteze , deoarece se adapteaza perfect ungerii prin barbotare.
Rulmentii se monteaza pe fusurile arborilor, fiind stranse pe acestea. Standardul prevede la
diametrul interior al rulmentului numai valori intregi, din 5 in 5 milimetri, deci tolerantele fusurilor
arborilor trebuie prelucrate astfel incat sa existe acea prestrangere.
Montajul cu rulmenți este reprezentat de subansamblul format din arbore (împreună cu piesele
susținute de acesta), lagăre și carcasele pe care se sprijină.
Montajul cu rulmenți trebuie să asigure posibilitatea de rotire a arborelui și a pieselor montate
pe acesta și transmiterea sarcinii de la aceste piese la partea fixă (batiu, carcasă etc.).
Condițiile care trebuiesc respectate de un montaj cu rulmenți sunt:
• să fixeze axial arborele (să permită transmiterea sarcinilor axiale de la arbore la carcasă);
• să fixeze radial arborele (să permită transmiterea sarcini lor radiale de la arbore la carcasă);
• să nu introducă forțe suplimentare în rulmenți, dacă arborele se dilată și/sau se încovoaie.
Elementele constructive care pot fi utilizate pentru fixarea axială a rulmenților depind de
mărimea sarcinilor axiale c are trebuie preluate și de inelul pentru care se face fixarea axială. Pentru
fixarea axială a rulmenților care fac parte din montaje care nu sunt încărcate axial, este suficientă
fixarea unui inel prin ajustajul cu strângere dintre inelul respectiv și pies a conjugată. Fixarea
rulmenților care preiau forțe axiale se realizează prin elemente constructive suplimentare, care
diferă în funcție de inelul pe care îl fixează.
Cele mai întâlnite elementele constructive utilizate pentru fixarea inele lor interioare sunt:
• cu umăr de sprijin executat pe arbore;
• cu bucșă intermediară între inelul rulmentului și un umăr de pe arbore sau o altă piesă fixată
pe arbore;
• cu inel elastic de rezemare;
• cu piuliță de rulment;
• cu șaibă de fixare cu șuruburi, d oar la capete de arbori.
Fixarea inelelor exterioare de rulmenți se poate realiza prin unul dintre următoarele elemente:
• capacul lagărului;
• piese filetate înșurubate în carcasă sau în alte elemente fixate pe carcasă;
• umăr de sprijin realizat în ca rcasă sau în paharul de rulmen t;
• inel elastic de rezemare fixat în carcasă sau chiar în inelul exterior al rulmentului.
Fixarea radială a rulm enților se realizează prin alegerea ajustajelor dintre inele și piesele
conjugate (fusul arborelui, respecti v alezajul din carcasă) și, de asemenea, prin stabilirea jocurilor
radiale corespunzătoare în funționare.
Toleranțele la diametrul alezajului d e pe inelul interior și la diametrul exterior al inelelor
exterioare ale rulmenților sunt standardizate pe p lan internațional. Din acest motiv toleranțele la
diametrele de fusuri se aleg în sistem alezaj unitar, iar toleranțele la diametrele alezajelor din
carcase se aleg în sistem arbore unitar. Aceste toleranțe determină tipurile de ajustaje (cu joc sau
cu str ângere) dintre fusul arborelui și inelul interior al rulmentului, respectiv dintre inelul exterior
și alezaj ul din carcasă. Se utilizează câmpuri de toleranță între g6 și n6 pentru fusurile de rulmenți
și între H6, H7 și P6, P7 pentru alezajul din carcasă.
Tipurile de ajustaje se aleg în funcție de: modul de încărcare al inelelor; tipul și mărimea
sarcinilor preluate; tipul și mărimea rulmentulu i; condițiile de temperatură; construcția carcaselor;
condițiile de montare -demontare; condiții speciale de mobilitate axială.
Modul de încărcare a inelelor poate fi cu încărcare periferică sau cu încărcare locală. Dacă
sarcinile își păstreză sensul ș i direcția, inelul rotitor este încărcat periferic și se recomandă
montarea lui cu strângere, iar inelul ner otitor este încărcat local și se recomandă montarea lui
liberă.
Tipul și mărimea sarcinii influențează mărimea strângerii la ajustajele presate , în sensul creșterii
strângerii necesare cu mărimea sarcinii sau a șocurilor.
Tipul și mărimea rulment ului determină strângeri mai mari la rulmenți cu role și mai mici la
rulmenți cu bile și de asemenea strângeri cu atât mai mari cu cât rulmentul est e mai mare.
Condițiile de temperatură determină strângeri sau jocuri cu atât mai mari cu cât temperatur a de
funcționare este mai mare.
Construcția carcasei poate fi cu plan de separație – caz în care nu este permisă alegerea unui
ajustaj cu strân gere în carcasă, sau fară plan de separație, obligatorii în cazul sarcinilor cu acțiune
periferică pe inelul exterior. La carcase subțiri sau din materiale ușoare se recomandă strângeri
mai mari.
Condițiile de montare și demontare trebuie să fie cât m ai simple. Dacă ambele inele se montează
cu strângere este recomandată alegerea rulmenților demontabili sau a rulmenților cu alezaj conic
și bucșă de extracție.
Condițiile speciale de mobilitate axială se realizează prin alegerea unui ajustaj liber în tre inelul
cu încărcare locală și piesa conjugată.
4. Carterul cutiei de viteze
Carterul asamblat al cuti ilor de viteze longitudinale satisface toate solutiile de organizare a
transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasica, totul fata sau
integrala. Constructia este realizata din doua semicartere ce contin în planul de asambla re axele
arborilor.
Carterul mecanismului reductor reuneste elementele ansamblului cutie de viteze si le mentine
in pozitia d e functionare.Protejeaza organele interne de mediul exterior si conserva uleiul necesar
ungerii si racirii elemntelor aflate in miscare.
Carterul cutiei de viteze va trebui sa indeplineasca urmatoarele cerinte:
• sa fie rigid si usor -etans
• bine ventilat pentru a evita supraincalzirea interna la cresterea temperaturii de functionare
• sa evacueze rapid caldura in timpul functionar ii
Diminuarea zgomotului se poate face printr -o nervurare corespunzatoare a peretiilor
ansamblului. Alegerea materialului depinde atat de aspectele functionare –incarcare , zgomot , cat
si de procedee de turnare si tehnologia de productie disponibila.
De regula in constructia unui carter al cutiei de viteze , datorita dificultatilor de obtinere a
calitatilor suprafetelor la uzinare cu aceeasi viteza de aschiere si modificarii diferentiate a formei
si dimensiunilor la cresterea temperaturii , se util izeaza un sigur tip de material.
4. MODALITĂȚI DE DETERIORARE A CUTIEI DE VITEZE
4.1 MODALITĂȚI NORMALE DE DETERIORARE
Defectele in exploatare ale cutiei de viteze se pot manifesta sub forma: blocarea cutiei de viteze,
ramanerea cutiei intr -o treapta, fara posibilitatea de a mai cupla alta, autodecuplarea cutiei de
viteze, schimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj, cu am breiajul decuplat complet, zgomot
continuu mai puternic la mersul in plina sarcina, zgomot asemanator unui huruit puternic sau unei
trosnituri, cu intentii de blocare a cutiei de viteze, bataie ritmica: schimbarea greoaie a treptelor.
Blocarea cutiei de viteze. Defectul se manifesta mai ales, la pornirea din loc sau la mersul
inapoi, ca urmare a deteriorarii dispozitivului de zavorare a treptelor sau din cauza rup erilor de
dantura.
Defectarea dispozitivului de zavorare a treptelor poate duce la cu plarea a dou trepte in acelasi
timp rezultand o blocare a cutiei de viteze. Defectul se elimina prin inlocuirea pieselor uzate.
Ruperea dintilor pinioanelor cond uce la blocarea cutiei de viteze, atunci cand fragmente din
dantura sparta se intepenesc i ntre dintii pinioanelor.
Cauzele ruperii dintilor pinioanelor pot fi: solicitari mari, datorita debraierilor bruste, manevrari
gresite ale manetei de comanda, ob oseala materialului si uzuri avansate. Inlaturarea defectului se
poate face numai intr -un atelier de reparartii prin inlocuirea pinioanelor cu dintii rupti.
Ramanerea cutiei de viteze intr -o treapta, fara posibilitatea de a mai cupla alta. Defectul
se datoreaza mai multor cauze, mai importante fiind: ruperea manetei de schimbare a treptelo r,
ruperea furcilor de cuplare sau tijelor culisante, defectarea dispozitivului de zavorare si congelarea
uleiului pe timp de iarna.
Ruperea manetei de schimbare a treptelor de viteze se poate datora oboselii materialului sau
manevrarilor bruste, inde osebi iarna, cand uleiul de transmisie din carter este prea viscos.
Daca maneta s -a rupt deasupra articulatiei sferice,pentru a s e putea continua drumul pana la
atelierul de reparatie, se va folosi o cheie tubulara ori o teava -introdusa pe capatul man etei cu
ajutorul careia se vor schimba treptele.
Daca maneta s -a rupt sub articulatia sferica, trebuie demontat capacul cutiei de viteze si scos
capatul rupt al manetei pentru a preveni producerea unei avarii: se introduce, apoi, in treapta intii
sau a doua de viteza cu ajutorul unui levier,dupa care se monteaza la loc capacul, si, debreind, se
porneste motorul, continuindu -se, apoi , drumul pana la atelierul de reparatie, fara a se mai schimba
treapta.
Ruperea furcilor de cuplare sau a tijelor cul isante se produce datorita oboselii materialului,
schimbarilor bruste sau manevrarilor fortate cind uleiul este congelat. Defectu l se constata prin
faptul ca desi maneta se poate manevra, totusi nu se realizeaza cuplarea treptelor. Daca se produce
ruperea unor bucati din furca, acestea pot cadea in carterul cutiei de viteze, putand sa patrunda
intre rotile dintate, distrugind dantur a sau chiar fisurind carterele.
Pentru a se preveni producerea unor astfel de deteriorari, la imposibilitatea cuplarii pinioanelor
se debreiaza si se opreste motorul.
Autodecuplarea cutiei de viteze („sare din viteza”) defectul se poate datora urma toarelor
cauze: defectarea dispozitivului de fixare a treptelor, danturilor pinioanelor si danturilor de cuplare
(crabotii ) uzate accentuat, rulmenti cu jocuri mari,jocuri axiale mari ale pinioanelor pe arborele
secundar.
Defectarea dispozitivului de f ixare a treptelor se produce ca urmare a slabirii arcurilor sau a
iesirii bilelor din locasurile lor, precum si uzarii tij elor culisante.
Defectiunea conduce la autodecuplarea treptei. Defectul se elimina inlocuindu -se partile uzate
ale dispozitivului de fixare.
Uzura excesiva a rulmentilor conduce la jocuri mari care determina neparalelismul cutiei de
viteze. Defectul se datoreaza unui numar mare de cauze: ungerea insuficienta, existenta unor
impuritati in ulei, montaj prea strans, centrarea incor ecta a cutiei de viteze fata de motor etc.
Shimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj, cu ambreiajul complet dec uplat. Cauza
defectiunii o poate constitui uzura sau deteriorare sincronizaritoarelor: indeosebi se uzeaza inelele
de blocare.
Datorita functionarii necorespunzatoare a sincronizatoarelor, cuplarea treptelor se face cu
zgomot, datorita faptului ca vit ezele unghiulare ale elementelor, in momentul cuplarii, nu mai sint
egale.
Zgomot continuu mai puternic la mersul in plina sarcina. Manifestarea se datoreaza uzurii
sau deteriorarii rulmentilor arborilor. De asemenea, ea poate aparea si la montajul pr ea strans, fiind
urmata de incalziri locale ale lagarelor si, eventual, de griparea rulmentilor.
Zgomot asemanator unui huruit puternic sau unei trosnituri, cu intentii de blocare a cutiei
de viteze. Aceste manifestari se datoreaza spargerii corpurilo r de rostogolire ale rulmentilor.
Bataia ritmica. Defectiunea se datoreaza ruperii danturii rotilor dintate. Daca zgomotul este la
fel de puternic in oricare dintre trepte, inseamna ca s -a produs ruperea danturii rotilor dintate
permanent angrenate, fixe pe arbori. In cazul in care ruperea danturii s -a produs la o roata dintata
libera pe arbore si care se cupleaza cu ajutorul unui sincro nizator, bataia apare numai intr -o
anumita treapta, cand se cupleaza roata respectiva. Continuarea drumului se va fa ce cu automobilul
remorcat pana, la atelierul de reparatii.
4.2 Intretinerea cutiei de viteze
Intretinerea cutiei de viteze consta in urmato arele lucrari:
• controlul fixarii cutiei pe carterul ambreiajului sau pe cadru
• verificarea strangerii piulitelor de la flansa arborelui secundar
• verificarea etanseitatii carterului prin observarea locurilor pe unde au loc pierderi de ulei
• controlul zgomotel or cu stetoscopul
• controlul functionarii dispozitivelor de fixare si zavorire
• reglarea mecanismului d e comanda a treptelor
• gresarea articulatiilor mecanismului de comanda
• controlul si completarea nivelului uleiului
• schimbarea lubrifiantului din carter
La automobile cu comanda la distanta a cutiei de viteze si la cele cu maneta pe coloana
volanului, tr ebuie sa se regleze, periodic, lungimile tijelor intermediare pentru a se aduce in
concordanta cu pozitia pinioanelor din cutia de viteze.
Ungerea cuti ei de viteze se face cu ulei special pentru transmisie. Schimbarea uleiului consta in
golirea celui u zat si umplerea pana la nivel cu altul proaspat. De regula, nivelul uleiului in carter
trebuie sa fie la marginea inferiora a orificiului de umplere.
Periodic, se controleaza nivelul lubrifiantului in carter, care trebuie sa fie la nivelul orificiului
de alimentare.
Deasemenea, atunci cand instructiunile de exploatare prevad, se fac inlocuirea in functie de
anotimp (iarna -vara) a uleiului, chiar daca rulajul prevazut nu a fost realizat.
5.CALCULUL CUTIEI DE VITEZE
5.1. ROLUL CUTIEI DE VITEZE
Cutia de viteze trebuie să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația
rezistențelor la înaintare; să permită deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi
asigurate de către motorul cu ardere internă; să permită mersul înapoi al autovehiculului fără a
inversa sensul de rotație al motorului; să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor
și restul transmisiei, în cazul în care automobilul staț ionează, cu motorul în funcțiune.
Cutiile de viteze trebuie să îndeplinească condițiile: să asigure automobilului cele mai bune
calități dinamice și economice la o caracteristică exterioară dată a motorului; acționarea simplă și
comodă; construcție simplă ; randament ridicat; funcționare silențioasă; siguranță în funcționare;
greutate mică; gabarit redus; fiabilitate ridicată; întreținere ușoară.
5.2. ALEGEREA SCHEMEI DE ORGANIZARE A CUTIEI DE VITEZE.
JUSTIFICAREA SOLUȚIEI ALESE
7167
7 76 55
4321. motor
2. ambreiaj
3.cutie de vize
4.reductor-distribuitor
6. diferential
7. arbori planetari5. transmisie cardanica
Fig. 5.1. Schema de organizare a transmisiei autovehiculului
Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obținute la calculul de tracțiune
în cadrul căruia s -a efectuat etajarea cutiei de viteze.
Soluția constructivă a automobilului e ste cu motor față, toate punțile motoare, (4×4
permanent) și reductor – distribuitor în două trepte. Motorul este dispus longitudinal pe
autovehicul.
Se adoptă soluția constructivă a cutiei de viteze mecanice longitudinală, în trepte, cu trei
arbori, f ixați, cu cinci trepte de mers înainte și una de mers înapoi, pentru autoturismul 4×4 de
patru persoane
Roțile de pe arborele secundar sunt montate liber prin lagăre de rostogolire formate din
colivii cu ace, iar cele de pe arborele intermediar sunt fretate.
Treptele se vor cupla cu ajutorul sincronizatoarelor conice cu dantură de blocare și
dispozitiv de fixare cu bile, dispuse pe arborele secundar Roțile dințate ale treptelor au dantură
înclinată.
Fig. 5.2. Schema de organizare a cutiei de viteze
5.3. ALEGEREA SCHEMEI CINEMATICE DE ORGANIZARE A CUTIEI DE
VITEZE
Distanțele dintre carter și roțile dințate, precum și între roțile dințate ale cutiei de viteze
sunt:
252225218
2bj2Bl2,1
1 1 = ++ = ++=
[mm];
682225 365222jlj2bl3 S 22,1
2 = ++ ++ =+++ = [mm];
272225222
2bj2bl6,5
44,3
3 = ++ = ++ =
[mm];
682225 365222
2bjlj2bl8,7
6 S 56,5
4 = ++ ++ = ++++ =
[mm];
272225222
2bj2bl10,9
78,7
5 = ++ = ++ =
[mm];
682225 365222
2bjlj2bl13,11
9 S 810,9
6 = ++ ++ = ++++ =
[mm];
252185222
2Bj2bl1013,11
7 = ++ =+ + =
[mm].
308 25682768276825lllllllL7 6 5 4 3 2 1 =++++++=++++++=
mm.
unde: B = 18 [mm] – lățimea rulmenților;
j1…10 = 5 [mm] – jocul între roțile sincronizatorului;
lS = 36 [mm] – lungimea sincronizatorului;
b = 22 [mm] – lățimea roților dințate.
III
l2 l1 l3 l42 46IVDe la motor1
35
C
l6 l5 l710813IIIdistribuitorSpre reductorul
1211
MI9
7ls ls ls B
Fig. 5.3. Schema de organizare a cutiei de viteze
5.4. CALCULUL ANGRENAJELOR CUTIEI DE VITEZE
Date de intrare: – raportul reductorului central i0 = 4,47
– rapoartele din cutia de viteze i k1 = 3,8
ik2 = 2,73
ik3 = 1,99
ik4 = 1,41
ik5 = 1,01
– numărul de trepte 5+1
Determinarea momentului maxim util ce solicită transmisia autovehiculului
Momentul maxim la roată, obținut din condiția de aderență este:
9,7184 53,0 190489,08,0rG m Md S m max maxR = = = [Nm]
unde φmax = 0,8 – coeficientul de aderență;
mm = 0,89 – coeficientul schimbării dinamice a secțiunilor la punțile autovehiculului;
GS = 1904 [Kg] – greutatea;
Reductorului -distribuitor = 0,53 [m] – raza dinamică a roții;
Momentul util maxim dezvoltat de motor fără a rupe aderența cu solul este:
9,26692,025,299, 7184
iMM
tr imaxR
mot === [Nm]. Se adoptă M mot = 267 [Nm].
Unde ii – raportul transmisiei de la motor la roata motoare;
25,29 85,37,147,4 i iii1k 1CD 0 i = = =
unde i0 = 4,47 – raportul de transmitere al reductorului central;
iCD1 = 1,7 – raportul de transmitere al reductorului -distribuitor în
treapta I;
ik1 = 3,85 – raportul de transmitere al cutia de viteze în treapta I.
Astfel, momentul maxim dezvoltat d e motor este 534 Nm, iar momentul maxim necesar,
astfel încât să nu se rupă aderența cu solul, este 267 Nm.
Orice moment transmis peste valoarea de 267 Nm ar duce la ruperea aderenței cu solul,
respectiv patinarea roților motoare. Pe de altă parte, forța la roată este condiționată, ca mărime,
printre altele, și de greutatea autovehiculului, iar greutatea autovehiculului 4×4 proiectat (2,7 t) nu
va permite niciodată transmitea unui moment mai mare de 267 Nm – momentul maxim transmis
ar crește dacă și greut atea autovehiculului ar crește, dar și aici există o sarcină maximă impusă;
valoarea de 267 Nm este obținută considerând coeficientul de aderență egal cu 0,8 și raza dinamică
a roții motoare de 0,53 m.
Așadar nu se justifică supradimensionarea transmisie i la un moment maxim de 534 Nm
care nu va fi atins niciodată.
Prin urmare, momentul maxim de calcul ce va solicita transmisia autovehiculului este de
267 Nm.
Vom avea M C = 267 [Nm] – momentul de calcul al transmisiei,
Distanța dintre arborii cutie i de viteze este:
71,777,26 26 M 26C3 3
M = = = [mm]
unde M M = 26,7 d Nm (momentul maxim al motorului)
Se adoptă C = 97 [mm].
5.4.1. Determinarea greutății cutiei de viteze
GCV = a·C3 = 0,045 ·10-2·973 = 410,7 N 41,86 [kg]
unde: a = 0,045 ·10-2 – coeficient ce ține seama de tipul cutiei de viteze.
C = 97 [mm] – distanța dintre arborii cutiei de vite ze.
5.4.2. Determinarea numărului de dinți pentru fiecare treaptă de viteze
La determinarea numerelor de dinți ale roților dințate se urmărește îndeplinirea următoarelor
cerințe:
* realizarea pe cât posibil a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de
viteze, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr întreg de dinți;
* adoptarea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numărului de dinți apropiat de
numărul minim admisibil, în vederea realizării unei construcții cât mai compacte.
Distanța C dintre axele arborilor secundar și intermediar poate fi scrisă astfel:
C = r d1 + rd2 = rd3 + rd4 = rd5 + rd6 = rd7 + rd8 = rd9 + rd10 [mm]
Dacă ținem seama de legătura dintre raza cercului de divizare r d, modulul m și numărul de
dinți z al unei roți dințate, relația în cazul roților cu dinți drepți, devine:
C =
21 ·m1,2·(z1 + z2) =
21 ·m1,2·(z3 + z4) =
21 ·m1,2·(z5 + z6) =…=
21 ·m1,2·(z9 + z10) ,
sau când toate roțile au același modul:
z1 +z2 = z3 +z4 = z5 +z6 =…= z 9 +z10 =
mC2 = C 1 = const.
În cazul roților cu dinți înclinați, relația devine:
C =
21 ·
2,12,1
cosm
·m1,2·(z1 + z2) =
21 ·
4,34,3
cosm
·m1,2·(z3 + z4) =…=
21 ·
10,910,9
cosm
·m1,2·(z9 + z10)
unde: m 1,2…m 9,10 – modulele normale ale perechilor de roți dințate;
1,2… 9,10 – unghiurile de înclinare ale dinților.
Efectuând calculele pentru m 1…10 = 3 [mm] se obțin următoarele valori:
Pentru angrenajul permanent:
===
o
1,221
11dinti; 40 zdinti; 25 z
Pentru treapta I -a :
= ==
o
9,10109
14dinti; 17 zdinti; 41 z
Pentru treapta a II -a:
===
o
5,687
14dinti; 23 zdinti; 35 z
Pentru treapta a III -a:
===
o
7,865
14dinti; 28 zdinti; 33 z
Pentru treapta a IV-a:
===
o
3,443
14dinti; 34 zdinti; 29 z
unde z1…10 – numărul de dinți ai roții respective;
1,2… 9,10 – unghiurile de înclinare ale dinților.
Rapoartele recalculate din cutia de viteze au valorile:
85,31741
2540
zz
zzi
109
12
1k = = = ;
43,22335
2540
zz
zzi
87
12
2k = = = ;
88,12833
2540
zz
zzi
65
12
3k = = = ;
36,13429
2540
zz
zzi
43
12
4k = = = ;
5.4.3. Calculul elementelor geometrice a tuturor roților dințate
Elementele geometrice pentru angrenajul permanent
– determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire
3,11916,19726,1
1iC2id
apap
2w =+=+= [mm] . Se adoptă d w2 = 120 [mm].
7,743,119972 dC2 d2w 1w = −= −= [mm] . Se adoptă d w1 = 74 [mm].
unde C = 97 [mm] – distanța dintre axele arborilor
6,12540
zzi
12
ap = = = – raportul angrenajului permanent
– determinarea diametre lor cercurilor de bază
9,11812,4cos3,119 cos d dwt 2w 2b = = = [mm]
5,74 12,4cos7,74 cosd dwt 1w 1b = = = [mm]
– determinarea diametrelor cercurilor de divizare
8,7917,21cos5,74
cosdd
t1b
1 = == [mm]
5,12717,21cos9,118
cosdd
t2b
2 = == [mm]
– determinarea modulului danturii
80,2 20cos40 25972coszzC2m
2 1n = +=+= [mm]
unde β = 200 – unghiul de angrenare al roților
Se adoptă m n = 3 [mm].
– distanța dintre axele de referință ale arborilor
( ) ( ) 75,103 40 2520cos3
21zzcosm
21C2 1n
1 = + = += [mm]
– unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal
0 on
t 17,2120cos20tantanacostantana =
=
=
0
t1
wt 12,4 17,21cos9775,103cosa cosCCcosa =
=
=
unde α = 200 – profilul cremalierei generatoare
– diametrele cercurilor de picior
( ) ( ) 12,68 15,0 25,01220cos253 x c h2coszm d1n on aon1
n 1f =
− +− =
−+− =
[mm]
( ) ( ) 84,112 15,0 25,01220cos403 x c h2coszm d2n on aon2
n 12f =
+ +− =
−+− =
[mm]
unde
1 haon= – coeficientul înălțimii capului de referință,
25,0 con= – coeficientul jocului la capul dintelui de referință.
Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:
( ) ( ) 15,0 25 3003,0 z 3003,0 x1 1n = − = − =
15,0 x x1n 2n −= −=
– diametrele cercurilor de cap
89,79 15,021220cos403 972 x2 h2coszmC2 d2n aon2
n 1a =
−− −=
+− −=
[mm]
26,125 15,021220cos403 972 x2 h2coszmC2 d1n aon1
n 2a =
+− −=
+− −=
[mm]
– unghiul de înclinare al danturii pe un cerc oarecare
0
11b
b 76,18 20tan8,795,74tana tanddtana =
=
=
Elementele geometrice pentru prima treaptă
– determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire
14,148185,397285,3
1iC2id
1k1k
9w =+=+= [mm] Se adoptă d w9 = 148 [mm].
46 148972 dC2 d9w 10w = −= −= [mm]
unde C = 97 [mm] – distanța dintre axele arborilor
– determinarea diametrelor cercurilor de bază
32,13261,26cos 148 cos d dwt 9w 9b = = = [mm]
12,4161,26cos46 cos d dwt 10w 10b = = = [mm]
– determinarea diametrelor cercurilor de divizare
09,4417,21cos12,41
cosdd
t10b
10 = == [mm]
89,14117,21cos32,132
cosdd
t9b
9 = == [mm]
– determinarea modulului danturii
14.3 20cos1741972cosz zC2m
10 9n = +=+= [mm]
unde β = 200 – unghiul de angrenare al roților
Se adoptă m n = 3 [mm].
– distanța dintre axele de referință ale arborilor
( ) ( ) 58,92 174120cos3
21z zcosm
21C10 9n
1 = + = += [mm]
– unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal
0 on
t 17,2120cos20tantanacostantana =
=
=
0
t1
wt 61,26 17,21cos9793cosa cosCCcosa =
=
=
unde α = 200 – profilul cremalierei generatoare
– diametrele c ercurilor de picior
( ) ( ) 26,142 33,0 25,01220cos413 x c h2coszm d9n on aon9
n 9f =
+ +− =
−+− =
[mm]
( ) ( ) 98,39 33,0 25,01220cos173 x c h2coszm d10n on aon10
n 10f =
− +− =
−+− =
[mm]
unde
1 haon= – coeficientul înălțimii capului de referință,
25,0 con= – coeficientul jocului la capul dintelui de referință.
Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:
( ) ( ) 33,0 413003,0 z3003,0 x9 9n −= − = − =
33,0 x x9n 10n = −=
– diametrele cercurilor de cap
89,153 33,021220cos173 972 x2 h2coszmC2 d10n aon10
n 9a =
+− −=
+− −=
[mm]
36,52 33,021220cos413 972 x2 h2coszmC2 d9n aon9
n 10a =
−− −=
+− −=
[mm]
– unghiul de înc linare al danturii pe un cerc oarecare
0
99b
b 74,18 20tan89,14132,131tana tanddtana =
=
=
Elementele geometrice pentru treapta a II -a
– determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire
44,137143,297243,2
1 iC2id
2k2k
7w =+=+= [mm] Se adoptă d w7 = 138 [mm].
55,56 44,137972 dC2 d7w 8w = −= −= [mm] . Se adoptă d w8 = 56 [mm].
unde C = 97 [mm] – distanța dintre axele arborilor
– determinarea diametrelor cercurilor de bază
88,12261,26cos44,137 cos d dwt 7w 7b = = = [mm]
56,5061,26cos55,56 cos d dwt 8w 8b = = = [mm]
– determinarea diametrelor cercurilor de divizare
21,5417,21cos56,50
cosdd
t8b
8 = == [mm]
77,13117,21cos88,122
cosdd
t7b
7 = == [mm]
– determinarea modulului danturii
14.3 20cos23 35972cosz zC2m
8 7n = +=+= [mm]
unde β = 200 – unghiul de angrenare al roților
Se adoptă m n = 3 [mm].
– distanța dintre axele de referință ale arborilor
( ) ( ) 58,92 23 3520cos3
21z zcosm
21C8 7n
1 = + = += [mm]
– unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal
0 on
t 17,2120cos20tantanacostantana =
=
=
0
t1
wt 61,26 17,21cos9793cosa cosCCcosa =
=
=
unde α = 200 – profilul cremalierei generatoare
– diametrele cercurilor de picior
( ) ( ) 81,131 15,0 25,01220cos353 x c h2coszm d7n on aon7
n 7f =
+ +− =
−+− = [mm]
( ) ( ) 14,49 15,0 25,01220cos233 x c h2coszm d8n on aon8
n 8f =
− +− =
−+− = [mm]
unde
1 haon= – coeficientul înălțimii capului de referință,
25,0 con= – coeficientul jocului la capul dintelui de referință.
Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:
( ) ( ) 15,0 353003,0 z3003,0 x7 7n −= − = − =
15,0 x x7n 8n = −=
– diametrele cercurilor de cap
38,144 15,021220cos233 972 x2 h2coszmC2 d8n aon8
n 7a =
+− −=
+− −=
[mm]
64,60 15,021220cos353 972 x2 h2coszmC2 d7n aon7
n 8a =
−− −=
+− −=
[mm]
– unghiul de înclinare al danturii pe un cerc oarecare
0
77b
b 73,18 20tan77,1318,122tana tanddtana =
=
=
Elementele geometrice pentru treapta a III -a
– determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire
63,126188,197288,1
1 iC2id
3k3k
5w =+=+= [mm] Se adoptă d w5 = 126 [mm].
36,67 63,126972 dC2 d5w 6w = −= −= [mm] . Se adoptă d w6 = 68 [mm].
unde C = 97 [mm] – distanța dintre axele arborilor
– determinarea diam etrelor cercurilor de bază
53,11859,20cos63,126 cos d dwt 5w 5b = = = [mm]
05,63 59,20cos36,67 cos d dwt 6w 6b = = = [mm]
– determinarea diametrelor cercurilor de divizare
61,6717,21cos05,63
cosdd
t6b
6 = == [mm]
10,12717,21cos53,118
cosdd
t5b
5 = == [mm]
– determinarea modulului danturii
98,2 20cos28 33972cosz zC2m
6 5n = +=+= [mm]
unde β = 200 – unghiul de angrenare al roților
Se adoptă m n = 3 [mm].
– distanța dintre axele de referință ale arborilor
( ) ( ) 37,97 28 3320cos3
21z zcosm
21C6 5n
1 = + = += [mm]
– unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal
0 on
t 17,2120cos20tantanacostantana =
=
=
0
t1
wt 59,20 17,21cos9737,97cosa cosCCcosa =
=
=
unde α = 200 – profilul cremalierei generatoare
– diametrele cercurilor de picior
( ) ( ) 74,119 09,0 25,01220cos333 x c h2coszm d5n on aon5
n 5f =
− +− =
−+− =
[mm]
( ) ( ) 02,61 09,0 25,01220cos283 x c h2coszm d6n on aon6
n 6f =
+ +− =
−+− =
[mm]
unde
1 haon= – coeficientul înălțimii capului de referință,
25,0 con= – coeficientul jocului la capul dintelui de referință.
Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:
( ) ( ) 09,0 333003,0 z3003,0 x5 5n = − = − =
09,0 x x5n 6n −= −=
– diametrele cercurilor de cap
82,131 09,021220cos283 972 x2 h2coszmC2 d6n aon6
n 5a =
−− −=
+− −=
[mm]
97,73 09,021220cos333 972 x2 h2coszmC2 d5n aon5
n 6a =
+− −=
+− −=
[mm]
– unghiul de înclinare al danturii pe un cerc oarecare
0
55b
b 54,32 20tan10,12753,118tana tanddtana =
=
=
Elementele geometrice pentru treapta a IV -a
– determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire
79,111136,197236,1
1 iC2id
4k4k
3w =+=+= [mm] . Se adoptă d w3 = 112 [mm].
20,82 79,111972 dC2 d3w 4w = −= −= [mm] . Se adoptă d w4 = 82 [mm].
unde C = 97 [mm] – distanța dintre axele arborilor
– determinarea diametrelor cercurilor de bază
07,10881,14cos79,111 cos d dwt 3w 3b = = = [mm]
46,7981,14cos2,82 cos d dwt 4w 4b = = = [mm]
– determinarea diametrelor cercurilor de divizare
21,8517,21cos46,79
cosdd
t4b
4 = == [mm]
89,11517,21cos07,108
cosdd
t3b
3 = == [mm]
– determinarea modulului danturii
89,2 20cos34 29972cosz zC2m
4 3n = +=+= [mm]
unde β = 200 – unghiul de angrenare al roțil or
Se adoptă m n = 3 [mm].
– distanța dintre axele de referință ale arborilor
( ) ( ) 56,100 34 2920cos3
21z zcosm
21C4 3n
1 = + = += [mm]
– unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal
0 on
t 17,2120cos20tantanacostantana =
=
=
0
t1
wt 81,14 17,21cos9756,100cosa cosCCcosa =
=
=
unde α = 200 – profilul cremalierei generatoare
– diametrele cercurilor de picior
( ) ( ) 32,106 03,0 25,01220cos293 x c h2coszm d3n on aon3
n 3f =
− +− =
−+− =
[mm]
( ) ( ) 71,75 03,0 25,01220cos343 x c h2coszm d4n on aon4
n 4f =
+ +− =
−+− =
[mm]
unde
1 haon= – coeficientul înălțimii capului de referință,
25,0 con= – coeficientul jocului la capul dintelui de referință.
Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:
( ) ( ) 03,0 293003,0 z3003,0 x3 n = − = − =
03,0 x x3n 4n −= −=
– diametrele cercurilor de cap
05,118 03,021220cos343 972 x2 h2coszmC2 d4n aon4
n 3a =
−− −=
+− −=
[mm]
12,88 03,021220cos293 972 x2 h2coszmC2 d3n aon3
n 4a =
+− −=
+− −=
[mm]
– unghiul de înclinare al danturii pe un cerc oarecare
0
33b
b 74,18 20tan89,11507,108tana tanddtana =
=
=
5.4.4. Calculul de rezistență al angrenajelor
5.4.4.1. Calculul danturii la solicitarea de încovoiere
O metodă utilizată frecvent pentru calculul la încovoiere este metoda lui Lewis. Această
metodă consideră că asupra dintelui acționează forța normală F n după linia de angrenare N – N și
este aplicată în vârful dintelui (fig. 5.4.). Forța F n se descompune într -o componentă tangențială F t
și una radială F r care solicită dintele la încovoiere, re spectiv compresiune. Dintele se consideră ca
o grindă de egală rezistență cu profil parabolic
Efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relația:
Fig. 5.4 . Schema de calcul la încovoiere a danturii roților cu dinți înclinați
=
cos KK KypbF
j c jd jjt
ji [N/mm2]
unde: Ftj – forța tangențială la roata dințată;
wjj M
tjri MF= [N] pentru j = 1…10 – numărul roții dințate.
unde M M = 267 [Nm] – momentul maxim al motorului;
ij – raportul de transmitere dintre motor și roata dințată care se
verifică;
rwj – raza cercului de rostogolire pentru fiecare roată dințată
05,22945,2p b = ==
– lățimea danturii angrenajelor treptelor de viteză
Se adoptă Ψ = 2,5
42,9314,3m p = == [mm] – pasul danturii. Se adoptă p = 9 [mm].
m = 3 [mm] – modulul danturii
y – coeficientul de formă;
2
j1 j1jz5,4
z15,1172,0 y + − = unde j = 1…10 este numărul roții dințate.
=2j
j1coszz – numărul aparent de dinți
unde γ – unghiul de înclinare al danturii
Kd – coeficient ce ține seama de caracterul dinamic al solicitării
jdjvaaK+= unde j = 1…10 este numărul roții dințate.
Se adoptă a = 12 – pentru clasa a I -a de prelucrare a danturii
v – viteza tangențială a roții pe cercul de divizare
100060ndvn j
j= [m/s] unde d j – diametrul cercului de rostogolire
nn = 3100 [rpm] – turația momentului
maxim
Kc – coeficient ce șine seama de eforturile de la baza dintelui; este i dentic la toate roțile
dințate.
06,1
9,0315,016,1
r15,016,1K
bbc =
+= +=
unde δ b = 3 mm – grosimea dintelui la bază,
9,033,0m3,0rb = = = [mm] – raza de rotunjire a dintelui la bază
m = 3 modulul danturii
Kε – coeficient ce ține seama de gradul de acoperire
j j 85,0 K = unde j = 1…10 este numărul roții dințate.
+ − =
k ijz1
z118,3 874,1
unde z i – numărul de dinți ai roții conducătoare
zk – numărul de dinți ai roții conduse
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.1.
Tabelul 5.1
z z1 [grade] Dd [mm] y V [m/s]
Angr. Roata 1 25 25,944 11 74 0,134 12,01
Perm. Roata 2 40 41,510 11 120 0,147 19,47
Treapta 4 Roata 3 29 30,801 14 112 0,139 18,17
Roata 4 34 36,111 14 82 0,144 13,30
Treapta 3 Roata 5 33 35,049 14 126 0,143 20,44
Roata 6 28 29,739 14 68 0,138 11,03
Treapta 2 Roata 7 35 37,173 14 138 0,144 22,39
Roata 8 23 24,428 14 56 0,132 9,09
Treapta 1 Roata 9 41 43,546 14 148 0,148 24,01
Roata 10 17 18,056 14 46 0,122 7,46
Tabelul. 5.1 (continuare)
Kd є Ft [N] si [N/mm2]
Angr. Roata 1 0,500 1,667 1,417 7216 233,041
Perm. Roata 2 0,381 1,667 1,417 7120 275,670
Treapta 4 Roata 3 0,398 1,671 1,420 6484 253,119
Roata 4 0,474 1,671 1,420 10420 331,147
Treapta 3 Roata 5 0,370 1,664 1,414 7968 327,694
Roata 6 0,521 1,664 1,414 12565 378,630
Treapta 2 Roata 7 0,349 1,645 1,398 9403 410,499
Roata 8 0,569 1,645 1,398 15257 444,950
Treapta 1 Roata 9 0,333 1,609 1,368 13891 643,000
Roata 10 0,617 1,609 1,368 18574 554,356
unde: i adm = 650 [N/mm2] – pentru treptele inferioare.
i adm = 500 [N/mm2] – pentru treptele superioare;
5.4.4.2. Calculul danturii la presiunea de contact
Durata de funcționare a roților dințate este în mod direct influențată de valorile presiunii
efective de contact. În cazul în care presiunea de contact atinge valori prea mari, se produce
deteriorarea suprafețelor de lucru ale dinților, de aceea, presiunea efectivă de contact se limitează
la o valoare admisibilă, care depinde de tratamentul termochimic aplicat roților dințate.
Determinarea presiunii de contact, se face cu relația:
+ =
2 1t
c1 1
cosbEF418,0 p
[N/mm2]
unde: Ft – forța tangențială de calcul din angrenajul verificat;
E = 1,3 ·105 [N/mm2] – modulul de elasticitate;
b = 22 [mm] – lățimea roții dințate;
= 200 – unghiul de angrenare;
1, 2 – razele de curbură ale roților conducătoare, respectiv condusă (p entru determinarea
efortului unitar de contact, în polul angrenării);
Pentru determinarea efortului unitar de contact în polul angrenării, ρ 1 și ρ 2 sunt:
=2 wi i1cossinr
i = 1, 3, 5, 7, 9 ;
=2 wj j2cossinr
j = 2, 4, 6, 8, 10 ;
unde r wi,j – razele cercurilor de rostogolire ale roților dințate,
γ – unghiul de înclinare al danturii roților dințate,
= 200 – unghiul de angrenare;
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.2:
Tabelul 5.2.
Ft [N] rw [mm] [grade] 1 2 pc [N/mm2]
Angr. Roata 1 7216 37 11 13,10 994,16
Perm. Roata 2 7120 60 11 21,25 987,51
Treapta 4 Roata 3 6484 56 14 20,26 916,96
Roata 4 10420 41 14 14,83 1162,37
Treapta 3 Roata 5 7968 63 14 22,79 1052,35
Roata 6 12565 34 14 12,30 1321,51
Treapta 2 Roata 7 9403 69 14 24,96 1203,75
Roata 8 15257 28 14 10,13 1533,34
Treapta 1 Roata 9 13891 74 14 26,77 1558,82
Roata 10 18574 23 14 8,32 1802,51
unde: p c adm = 1400 [N/mm2] – pentru treptele superioare;
pc adm = 2000 [N/mm2] – pentru treptele inferioare;
-pentru un tratament de cementare al roților dințate;
5.5. CALCULUL ARBORILOR CUTIEI DE VITEZE
Arborii cutiei de viteze sunt solicitați la încovoiere și răsucire. Aceste solicitări dau naștere
la deformații elastice de încovoiere și răsucire, care, dacă depășesc limitele admisibile, conduc la
o angrenare necorespunzătoare – modifică legile angrenării și reduc gradul de acoperire. De aceea,
în majoritat ea cazurilor dimensionarea arborilor se face din considerente de rigiditate și nu de
rezistență. Trebuie arătat că, în exploatarea automobilelor, nu se constată deteriorarea arborilor
datorită oboselii materialului.
5.5.1. Stabilirea forțelor din angrenaj pentru fiecare treaptă din cutia de
viteze
Încărcările arborilor cutiei de viteze sunt determinate de forțele din angrenajele roților
dințate. Aceste forțe dau naștere la reacțiuni corespunzătoare în lagărele arborilor, a căror
determinare este necesară atât pentru calculul de rezistență al arborilor cât și pentru calculul de
alegere a rulmenților
În fiecare angrenaj cilindric cu dantură înclinată, acționează o forță tangențială F t, una
radială F r și una axială F a ( figura 5.5) ale căror valori s unt date de relațiile:
– forța tangențială:
wi M
tri MF= [N] ;
– forța radială:
=costgF Ft r [N] ;
– forța axială: F a = F t·tg [N] .
unde: M M = 267 [Nm] – momentul maxim al motorului;
rw – raza cercului de rostogolire al roții;
ii – raportul de transmitere de la motor la roata pentru care se determină forțele;
= 200 – unghiul de angrenare;
– unghiul de înclinare al danturii.
Fig. 5.5. Schema de încărcare a arborilor cutiei de viteze
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.3.
Tabelul 5.3
rw [mm] [grade] ii Ft [N] Fr [N] Fa [N]
Angr. Perm. Roata 1 37 11 1 7216 2651 1371
Roata 2 60 11 1,60 7120 2616 1353
Treapta 4 Roata 3 56 14 1,36 6484 2407 1556
Roata 4 41 14 1,60 10420 3867 2501
Treapta 3 Roata 5 63 14 1,88 7968 2957 1912
Roata 6 34 14 1,60 12565 4663 3016
Treapta 2 Roata 7 69 14 2,43 9403 3490 2257
Roata 8 28 14 1,60 15257 5662 3662
Treapta 1 Roata 9 74 14 3,85 13891 5156 3334
Roata 10 23 14 1,60 18574 6893 4458
5.5.2. Calculul reacțiunilor din lagărele arborilor cutiei de viteze
La stabilirea reacțiunilor, se consideră arborele în echilibru static sub acțiunea forțelor F t, Fr
și F a. Sensul forței axiale F a depinde de unghiul de înclinare al dinților roții, deci, în unele cazuri,
poate fi invers sensului din figurile de mai jos.
Datorită faptului că la schimbarea treptelor de viteze se modifică atât forțele cât și poziția
roților act ive în raport cu reazemele, se schimbă și reacțiunile în lagăre, ceea ce impune ca
determinarea lor să se facă pentru toate treptele de viteze. În cazul de față, fiind vorba de o cutie
de viteze cu trei arbori, arborele secundar este solicitat de forțele c are iau naștere într -un singur
angrenaj, datorită faptului că în timpul cât cutia de viteze se află într -o treaptă oarecare, momentul
este transmis numai unei roți dințate de pe acest arbore. În schimb, arborele intermediar este
solicitat în același timp d e forțele care iau naștere în angrenajul permanent (care rămân
neschimbate indiferent de treaptă) și de forțele care apar în angrenajul dintre una din roțile
arborelui intermediar cu roata corespunzătoare de pe arborele secundar.
Arborele primar este solic itat de forțele din angrenajul permanent (care nu depind de treapta
de viteză) și de reacțiunea R c a lagărului anterior al arborelui secundar (care diferă de la o treaptă
la alta).
5.5.2.1. Calculul arborelui intermediar
Acest calcul se efectuează pe ba za schemei de încărcare din figura 5.6.
Fig. 5.6. Schema de calcul a reacțiunilor din lagărele arborelui intermediar
Forțele ce iau naștere în angrenajul permanent rămân neschimbate indiferent de treaptă.
7120 F F2tp 2t = = [ N] – forța tangențială a roții dințate 2 a angrenajului permanent;
2616 F F2rp 2r = = [N] – forța radială a roții dințate 2 a angrenajului permanent;
1353 F F2ap 2a = = [N] – forța axială a roții dințate 2 a angrenajului permanent;
l6 = 25 [mm];
L3 = 308 [mm] – lungimea arborelui intermediar;
rw2 = rwp = 60 [mm] – raza cercului de rostogolire a roții dințate 2;
Recțiunile din lagărele arborelui intermediar se calculează cu relațiile:
Lagărul E:
• în plan orizontal [H]: R EH =
( )
38ti 8 7 tp
LlFllF − + [N]
* în plan vertical [V]: R EV =
( )
3wi ai 8 ri wp ap 8 7 rp
LrFlF rF ll F ++− + [N]
Recțiunea rezultantă: R E =
2
EV2
EHR R + [N]
Lagărul F:
• în plan orizontal [H]: R FH =
( )
36tp 7 6ti
LlFllF − + [N]
* în plan vertical [V]: R FV =
( )
36 rp wp ap wi ai 7 6 ri
LlF rF rF llF ++− + [N]
Reacțiunea rezultantă: R F =
2
FA2
FV2
FH R R R + + [N], cu R FA =
ap aiFF − [N]
Valorile reacțiunilor sunt date în tabelul 5.4.
Tabelul 5.4.
l7 [mm] l8 [mm] rwi [mm] Fai [N] Fri [N] Fti [N]
Treapta 1 189 94 23 4457,74 6893,41 18573,91
Treapta 2 161 122 28 3661,71 5662,44 15257,14
Treapta 3 94 189 34 3015,53 4663,19 12564,71
Treapta 4 66 217 41 2500,68 3867,04 10419,51
Tabelul 5.4 – continuare
REH [N] REV [N] RE [N] RFH [N] RFV [N] RFA [N]
Treapta 1 -3443 4313,24 5518,87 12327,33 4932,60 3104,74
Treapta 2 -5130 4452,32 6792,42 8635,81 3562,55 2308,71
Treapta 3 -9936 5070,91 11155,07 4276,62 1944,71 1662,53
Treapta 4 -10879 4933,90 11945,30 2500,57 1285,56 1147,68
Tabelul 5.4 – continuare
RF [N] MiV [N·m] MiH [N·m] Mt [N·m] Mi [N·m] Mi ech [N·m] d
[mm]
Treapta 1 13636 566,19 1158,77 427,20 1289,70 1358,61 38,7
Treapta 2 9623 537,16 1053,57 427,20 1182,60 1257,40 37,7
Treapta 3 4984 470,08 808,28 427,20 935,04 1028,00 35,2
Treapta 4 3037 381,49 542,62 427,20 663,31 788,97 32,3
5.5.2.2. Calculul arborelui secundar
Acest calcul se efectuează pe baza schemei de încărcare din fig. 5.7:
Fig. 5.7. Schema de calcul a reacțiunilor din lagărele arborelui secundar
Reacțiunile din lagărele arborelui secundar se calculează cu relațiile:
Lagărul C:
* în plan orizontal [H]: R CH =
25ti
LlF [N]
* în plan vertical [V]: R CV =
2wi ai 5 ri
LrFlF − [N]
Reacțiunea rezultantă: R C =
2
CV2
CHR R + [N]
Lagărul D:
* în plan orizontal [H]: R DH =
24ti
LlF [N]
* în plan vertical [V]: R DV =
2wi ai 4 ri
LrFlF + [N]
Reacțiunea rezultantă: R D =
2
DA2
DV2
DH R R R + + [N], cu R DA = F ai [N]
unde L2 = 273 [mm].
Valorile reacțiunilor sunt date în tabelul 5.5.
Tabelul 5.5
l4 [mm] l5 [mm] rwi [mm] Fti [N] Fai [N] Fri [N] RCH [N]
Treapta 1 180 93 74 13891 3334 5156 4732,17
Treapta 2 153 120 69 9403 2257 3490 4133,21
Treapta 3 85 188 63 7968 1912 2957 5486,86
Treapta 4 58 215 56 6484 1556 2407 5106,67
Tabelul 5.5 – continuare
RCV [N] RC [N] RDH [N] RDV [N] RDA [N] RD [N] MiV [N·m]
Treapta 1 852,57792 4808,3621 9159,04366 4303 3334 10654 -527,82
Treapta 2 963,590915 4244,0427 5269,83755 2526 2257 6265 -230,79
Treapta 3 1595,07635 5714,0078 2480,76051 1362 1912 3416 4,70
Treapta 4 1576,0333 5344,3408 1377,61381 831 1556 2238 38,98
Tabelul 5.5 – continuare
MiH [N·m] Mt [N·m] Mi [N·m] Mi ech
[N·m] d [mm]
Treapta 1 -851,79106 1027,95 1002,06805 1436 37,8
Treapta 2 -632,38051 648,81 673,179735 673 30,6
Treapta 3 -466,38298 501,96 466,40668 466 27,1
Treapta 4 -296,18697 363,12 298,740891 299 23,3
5.5.2.3. Calculul arborelui primar
Acest calcul se efectuează pe baza schemei de încărcare din fig. 5.8.
Reacțiunile din lagărele arborelui primar se calculează cu relațiile:
Lagărul A:
* în plan orizontal [H]: R AH =
12tp 1 CH
llFL R − [N]
* în plan vertical [V]: R AV =
11 CV wp ap 2 rp
lL R rFlF + − [N]
Reac țiunea rezultantă: R A =
2
AV2
AHR R + [N]
Lagărul B:
* în plan orizontal [H]: R BH =
( ) ( )
12 1 tp 1 1 CH
lllFlL R + −+ [N]
Fig. 5.8.
* în plan vertical [V]: R BV =
( ) ( )
11 1 CV wp ap 2 1 rp
ll Ll R rF ll F + + − + [N]
* RBA = F ap [N]
Reacțiunea rezultantă: R B =
2
BA2
BV2
BH R R R + + [N]
unde l1 = 208 [mm];
l2 = 25 [mm];
l3 = 10 [mm];
L1 = 35 [mm];
Fap = F a1 = 1371 [N] – forța axială a roții dințate 1 a angrenajului permanent;
Frp = F r1 = 2651 [N] – forța radială a roții dințate 1 a angrenajului permanent
Ftp = F t1 = 7216 [N] – forța tangențială a roții dințate 1 a angrenajului permanent;
Rdp = rw1 = 37 [mm] – raza cercului de rostogolire a roții dințate 1 din angrenajul permanent.
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.6.
1.1.1 Tab
elul
5.6
RCH [N] RCV [N] RAH [N] RAV [N] RA [N] RBH [N] RBV [N]
Treapta
1 4732 852,58 -71,03 218,21 229,48 –
2554,86 3721,8
Treapta
2 4133 963,59 -171,82 236,89 292,64 –
3254,61 3851,5
Treapta
3 5487 1595,08 55,96 343,15 347,69 –
1673,18 4589,2
Treapta
4 5107 1576,03 -8,01 339,95 340,04 –
2117,34 4567,0
Tabelul 5.6 – continuare
RBA [N] RB [N] MiV
[N·m] MiH
[N·m] Mt [N·m] Mi
[N·m] Mi ech
[N·m] d [mm]
Treapta 1 1371 4717,91 8,53 47,32 267,00 48,08 271,3 22,6
Treapta 2 1371 5225,52 9,64 41,33 267,00 42,44 270,4 22,5
Treapta 3 1371 5073,48 15,95 54,87 267,00 57,14 273,0 22,6
Treapta 4 1371 5217,29 15,76 51,07 267,00 53,44 272,3 22,6
5.5.3. Calculul de rezistență al arborilor la încovoiere și torsiune
Cunoscând reacțiunile din lagărele R V și R H și distanțele dintre roțile dințate și lagăre, se
determină momentele de încovoiere M iv , M ih și
2
iH2
iV i M M M + = . Momentul se calculează în
punctul de pe arbore situat în planul de simetrie al angrenajului treptei respective.
Momentele se determină pentru fiecare treaptă în parte, luându -se în considerare situația
cea mai dezavantajoasă.
5.5.3.1. Calculul momentului de încovoiere și torsiune pentru arborele
intermediar
Pe baza condițiilor și premiselor de mai sus se calculează:
[V][H]Revi Frp Fri Rfvi
Fap rwpFai rwiRehi Rfhi
L3
L3l6 l7 l8
Fig. 5.9. Schema de calcul a momentului de încovoiere
și torsiune pentru arborele intermediar
i M t i M M =
– momentul de torsiune ;
unde i i =1,6 – raportul de transmitere dintre motor și arborele intermediar;
MM = 267 [Nm] – momentul maxim al motorului.
wi ai 8 FV iV rFl R M + = – momentul de încovoiere în plan vertical;
8 FH iH l R M = – momen tul de încovoiere în plan orizontal;
2
iH2
iV i M M M + = – momentul încovoietor rezultant;
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.4.
5.5.3.2. Calculul momentului de încovoiere și torsiune pentru arborele secundar
Pe baza acelorași condiții și premise, se face calculul:
[V] [H]RcviRdviFai rwi
Fri
l4 l5
L2Rchi Rdhi
L2
Fig. 5.10. Schema de calcul a momentului de încovoiere
și torsiune pentru arborele secundar
i M t i M M =
unde i i – raportul de transmitere dintre motor și arborele secundar, corespunzător fiecărei
trepte din cutia de viteze;
MM = 267 [Nm] – momentul maxim al motorului.
di ai 4 DVi iV rFl R M + −= unde i = 1…4 – numărul treptei;
4 CHi iH l R M −= ; – momentul de încovoiere în plan orizontal;
2
iH2
iV i M M M + = – momentul încovoietor rezultant;
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.5.
5.5.3.3. Calculul momentului de încovoiere și torsiune pentru arborele primar
Pe baza acelorași condiții și premise, se face calculul:
[V] [H]Ravi Rcvi Rbvi
l1 l2 l3Frp
l1 l2 l3Rahi Rbhi RchiFap rwp
Fig. 5.11. Schema de calcul a momentului de încovoiere
și torsiune pentru arborele primar
M tM M= ;
unde M M = 267 [Nm] – momentul maxim al motorului.
( )wp ap 2 BVi 2 1 AVi iV rFl R ll R M + − + =
– momentul de încovoiere în plan
vertical;
3 CH iH l R M = ; – momentul de încovoiere în plan orizontal;
2
iH2
iV i M M M + = – momentul încovoietor rezultant;
Rezultatele se găsesc în tabelul 5.6.
5.5.3.4 Dimensi onarea arborilor din condiția de rezistență la încovoiere și
torsiune
În general, pentru arborii cutiei de viteze, solicitați la încovoiere și torsiune, efortul unitar
echivalent se determină după ipoteza a III -a de rupere cu relațiile:
ai
tiech
t2
t2
i
echWM
WM M =+= [ N/mm2]
unde Mi – momentul încovoietor rezultant;
Mt – momentul de torsiune;
Wt – modulul de rezistență la torsiune;
3
t d1,0 W = .
Astfel vom avea
3
aiech
1,0Md= – diametrul arborelui;
Se adoptă σai = 235 N/mm2.
Dimensiunile constructive ale diametrelor arborilor sunt:
– pentru arborele intermediar: d10 = 39 [mm];
d8 = d 6 = 38 [mm];
d4 = d 2 = 33 [mm].
– pentru arborele secundar: d9 = 38 [mm].
d7 = 34 [mm]
d5 = d 3 = 30 [mm]
– pentru arborele primar: d = 38 [mm] – din calculul
ambreiajului.
Valorile calculului de rezistență sunt date în tabelul 5.4, 5.5 și 5.6, corespunzător fiecărui
arbore.
5.5.4. Verificarea rigidității la în covoiere a arborilor
Solicitările de încovoiere și răsucire ale arborilor dau naștere unor deformații elastice. Aceste
deformații, în special cele datorate încovoierii, dacă depășesc valorile admisibile, conduc la
angrenarea necorespunzătoare, solicitările cresc, apare o mișcare neuniformă la arborele condus,
funcționarea este zgomotoasă.
Durata de funcționare și lipsa zgomotului în angrenajele cu roți dințate ale cutiei de viteze
depind de mărimea săgeților arborilor din plan ul de dispunere a roților dințate și de mărimea
răsucirii secțiunilor respective.
5.5.4.1 Verificarea rigidității arborelui intermediar
Calculul săgeților totale de încovoiere, ale arborelui intermediar se face pe baza schemei din
fig. 5.11., luând în considerare, pe rând, încărcările ce apar la cuplarea fiecărei trepte din cutia de
viteze.
Fig. 5. 11. Schema de calcul a rigidității arborelui intermediar
Determinarea săgeții totale în punctul 1 a arborelui intermediar:
* în plan vertical săgeata în punctul 1 este dată de suma:
21M 1Fri 11M 1Frp V1 y y y y y +++=
,
unde:
1Frpy – săgeata în punctul 1, datorită acțiunii forței
rpF .
( ) [mm] IEL3lllFy
1 32
8 72
6 rp
1Frp+
=
] [mm 1081,56433
64dI 4 44 4
1
1 ===
unde d 1 = 33 [mm] – diametrul arborelui intermediar în secțiunea 1 de
calcul;
1I – momentul de inerție al secțiunii transversale în punctul 1.
M11y – săgeata în punctul 1, datorită momentului încovoietor
1M
( ) [mm] llLl3 Ll2IE3My
36
3 62
32
6
11
M11 − +=
81180 60 1353 r F M2ap 2ap 1 = == [N mm]
Fri1y
– săgeta în punctul 1, datorită forței F ri.
( )[mm] lllLlLIE6lFy62
8 62
33
6
3 18 ri
1Fri − +−=
21My – săgeata în punctul 1, datorată momentului încovoietor
2M .
( )( ) [mm] lLllL32ll2L3l
IE2My6
32
7 6
3 7 6
33
6
12
21M
+−− +−−=
mm][N rF Mwi ai 2 =
unde l6 = 25 mm;
L3 = 308 [mm] – lungimea arborelui intermediar;
rwp = 60 [mm] – raza cercului de rostogolire al roții 2 din angrenajul permanent;
Frp = 2616 ]N] – forța radială a roții dințate 2 a angrenajului permanent
Fap = 1353 N – forța axială a roții dințate 2 a angrenajului permanent;
Ftp = 7120 N – forța tangențială a roții dințate 1 a angrenajului permanent;
* în plan orizontal, săgeata în punctul 1 este dată de suma:
1Fti 1Ftp H1 y y y +=
unde:
Ftp1y – săgeata în punctul 1, datorită fo rței
tpF
( )[mm] IEL3lllFy
1 32
8 72
6 tp
Ftp1+
−=
Fti1y
– săgeata în punctul 1, datorită forței
tiF
( )[mm] lllLlIEL6lFy62
8 62
32
6
1 38 ti
Fti1 − +−=
Săgeata totală în punctul 1 va fi:
y y y=y adm2
H12
1V 1 +
Determinarea săgeții totale în punctul 2 a arborelui intermediar:
* în plan vertical, săgeata în punctul 2 este dată de suma:
22M 2Fri 12M 2Frp V2 y y y y y +++=
, unde:
( )( )( )( ) ( ) [mm] ll LLlllllLlll
IE6F
y2
8 72
3
37 8 7 3
6 7
33
7 8 7
2rp
F2rp
+ − ++ − + +−
=
64dI4
i2
2= – momentul de inerție al secțiunii transversale al
arborelui
intermediar în punctul 2, corespunzător fiecărei trepte de viteze.
d2i = diametrul arborelui intermediar în secțiunea 2 de calcul;
( )
( )
( ) ( ) ( ) [mm] LllLll3 L ll2IE3My [mm] IEL3l llFy [mm] lLlL32l2 llL3l
IE2My
37 6
3 7 62
32
7 6
22
22M2 32
82
7 6 ri
2Fri7
32
6
3 62
6 7
33
7
21
12M
++− + +−= +=
−−−− − −=
unde:
2Frpy – săgeata în punctul 2, datorită acțiunii forței
rpF .
M12y
– săgeata în punctul 2, datorită momentului încovoietor
1M
81180 60 1353 r F M2ap 2ap 1 = == [N mm] – moment încovoietor în
punctul 1;
Fri2y
– săgeta în punctul 2, datorită forței F ri.
22My
– săgeata în punctul 2, datorată momentului încovoietor
2M .
mm][N rF Mwi ai 2 = – moment încovoietor în p unctul 2.
* în plan orizontal, săgeata în punctul 2 este dată de suma:
2Fti 2Ftp H2 y y y +=
, unde:
( )( )( )( ) ( )
( ) [mm] IEL3l llFy [mm] ll LLlllllLlll
IE6Fy
2 32
82
7 6 ti
2Fti2
8 72
3
37 8 7 3
6 7
33
7 8 7
2tp
2Ftp
+=
+ − ++ − + +−
−=
Săgeata totală în punctul 2 este :
adm2
H22
V2 2 y y y y + =
Considerând încărcarea corespunzătoare momentului motor maxim, săgeata totală
admisibilă a arborelui este:
yadm = (0,13…0,16) [mm] – pentru treptele superioare;
yadm = (0,16…0,25) [mm] – pentru treptele inferioare.
Valorile calculului de rigiditate pentru arborele intermediar sunt date în tabelul 5.7.
Tabelul
5.7
l7 [mm] l8 [mm] rwi [mm] d [mm] d2i [mm] Fri [N] Fai [N]
Treapta 1 189 94 23 39 39 6893 4458
Treapta 2 161 122 28 37 37 5662 3662
Treapta 3 94 189 34 37 37 4663 3016
Treapta 4 66 217 41 33 33 3867 2501
Tabelul 5.7 –
continuare
Fti [N] M2 [N·mm] I1 [mm4] I2 [mm4] yFrp1
[mm] yM11
[mm] yFri1 [mm]
Treapta 1 18574 102528 58184,25 113503,20 0,019 0,021 0,099
Treapta 2 15257 102528 58184,25 91951,02 0,019 0,021 0,098
Treapta 3 12565 102528 58184,25 91951,02 0,019 0,021 0,092
Treapta 4 10420 102528 58184,25 58184,25 0,019 0,021 0,071
Tabelul 5.7 –
continuare
yM21
[mm] y1V [mm] yFtp1
[mm] yFti1 [mm] y1H [mm] y1 [mm] yFrp2
[mm]
Treapta 1 0,024 0,163 -0,051 0,155 0,104 0,193 0,014
Treapta 2 0,018 0,156 -0,051 0,154 0,103 0,187 0,019
Treapta 3 0,008 0,140 -0,051 0,145 0,094 0,169 0,019
Treapta 4 0,005 0,116 -0,051 0,112 0,061 0,130 0,024
Tabelul 5.7 – continuare
yM12 yFri2 yM22 y2V [mm] yFtp2 yFti2 y2H y2 [mm]
[mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm]
Treapta
1 0,048 0,124 0,011 0,197 -0,038 0,067 0,029 0,199
Treapta
2 0,056 0,160 0,008 0,243 -0,052 0,086 0,034 0,246
Treapta
3 0,042 0,129 -0,009 0,181 -0,051 0,070 0,019 0,182
Treapta
4 0,051 0,130 -0,022 0,183 -0,066 0,070 0,004 0,184
5.5.4.2. Verificarea rigidității arborelui secundar
Verificarea rigidității la încovoiere a arborelui secundar, constă în determinarea săgeții totale
în planul de dispunere al roții dințate (punctul
1 ),conform schemei din fig. 5.12. și compararea ei
cu săgeata totală admisibilă.
Fig. 5.12. Schema de calcul a rigidității arborelui secundar
Relațiile de calcul sunt:
[mm] y y y1M 1Fri V1 + =
unde:
; IEL3llFy
1 22
52
4 ri
1Fri−= [mm]
( ) LlLl3 Ll2IE3My
24
2 42
22
4
11
1M − +−=
[mm]
; y y1Fti H1 =
ILE3llFy
1 22
52
4 ti
1Fti−= [mm]
unde L2 = 273 mm;
64dI4
i1
1= unde d 1i – diametrul arborelui secundar în secțiunea 1 de calcul,
corespunzător
fiecărei trepte în parte;
wi ai 1 rF M =
[N mm] – moment încovoietor în punctul 1;
Săgeata totală în punctul
1 va fi:
y y y2
H12
V1 1+ =
Valorile calculate sunt date în tabelul 5.8.
Tabelul
5.8
l4 [mm] l5 [mm] rwi [mm] d1i [mm] Fri [N] Fti [N] Fai [N]
Treapta 1 180,000 93,000 74,000 38,000 5155,503 13891,216 3333,892
Treapta 2 153,000 120,000 69,000 34,000 3489,789 9403,043 2256,730
Treapta 3 85,000 188,000 63,000 30,000 2957,054 7967,619 1912,229
Treapta 4 58,000 215,000 56,000 30,000 2406,539 6484,286 1556,229
Tabelul 5.8 – continuare
M
[N·mm] I1 [mm4] yFri1 [mm] yM1 [mm] y1V [mm] yFti1
[mm] y1 [mm]
Treapta 1 246708 102301,985 -0,058 0,020 -0,038 -0,109 0,115
Treapta 2 155714,4 65563,985 -0,074 0,009 -0,065 -0,138 0,153
Treapta 3 120470,4 39740,625 -0,078 -0,028 -0,106 -0,146 0,181
Treapta 4 87148,8 39740,625 -0,039 -0,024 -0,063 -0,073 0,096
5.5.4.3. Verificarea rigidității arborelui primar
Săgeata totală a arborelui primar, în planul roților dințate ale angrenajului permanent se va
determina pe baza schemei de încărcare din figura 5.13.
Fig. 5. 13. Schema de calcul a rigidității arborelui primar
Săgeata totală în plan vertical, în punctul 1, este dată de relația:
( )( )
3lll
IEFl3l2IE6lMy y y2
2 2 1
1rp
2 1
12
Frp M V1 +−+= − =
[mm]
în care:
50727 37 1371 r F M1wp 1ap = = =
[Nm] – momentul de încovoiere, dat de forța axială din
angrenajul permanent;
Fap1 = 1371 [N] – forța axială din angrenajul permanent corespunzător roții de pe arborele
primar;
rwp1 = 37 [mm] – raza cercului de rostogolire a roții din angrenajul permanent de pe arborele
primar;
yM – săgeata arborelui în punctul 1, datorată momentului încovoietor M;
yFrp – săgeata arborelui în punctul 1, datorată forței radiale din angrenajul permanent F rp;
E = 1,3 ·105 [N/mm2] – modulul de elasticitate al materialului roț ilor;
l1 = 208 [mm] ;
l2 = 25 [mm];
l3 = 10 [mm];
54 4
1
1 1052,16442
64dI === [mm4] – momentul de inerție axial, al secțiunii transversale
a arborelui primar, în punctul 1;
d1 = 42 [mm] – diametrul arborelui primar în secțiunea de calcul.
Înlocuind cu valori, relația devine:
( )( )
[mm] 1025,1 y32525 208
5210,1 103,12651253 20821052,1 103,1625 50727y
3
V12
5 5 5 5 V1
− −= + −+ =
În planul orizontal, săgeata arborelui primar al cutiei de viteze, în punctul 1, este:
( )
( )[mm] 017,032525 208
1052,1 103,17216y [mm] 3lll
IEFy
2
5 5 1H2
2 2 1
1tp
H1
= + = +=
Săgeata totală în punctul 1, va fi:
[mm] 017,0 )017,0()1025,1( y y y2 23 2
H12
V1 1 = + = + =−
< y adm
unde: y adm = (0,13…0,15) [mm] – săgeata admisibilă.
5.6. CALCULUL PENTRU ALEGEREA RULMENȚILOR
Arborii cutiei de viteze se sprijină pe rulmenți, tipul acestora fiind determinat de mărimea
sarcinilor radiale și axiale pe care trebuie să la preia în timpul funcționării.
În general, în proiectarea lagărelor cu rulmenți se urmărește folosirea pe scară largă, a
rulmenților radiali cu bile, datorită avantajelor pe care aceștia le prezintă, compar ativ cu rulmenții
cu role (randament ridicat, sunt mai ieftini, nu necesită reglaje în timpul exploatării, se montează
ușor).
Rulmenții se aleg din cataloage, în funcție de capacitatea de încărcare dinamică care se
determină pentru fiecare rulment în parte , cu ajutorul relației:
C = Q em·
pD [N]
unde: C – capacitatea de încărcare dinamică [N];
D – durata de funcționare [milioane rotații];
Qem – sarcina echivalentă medie [N];
p – exponent ce depinde de tipul rulmentului (p = 3 pentru rulmenți cu bile; p = 3,33
pentru rulmenți cu role).
Durabilitatea se poate exprima cu relația:
D = D h·
6 ech1060n [mil. rotații] unde:
Dh – durata de funcționare a rulmentu lui [ore];
nech
– turația echivalentă a rulmentului [rot/min].
Valoarea sarcinii echivalente medii este dată de relația:
Qem =
p1n
1ip
i iiQ
=
unde: i – raportul dintre timpul de funcționare a rulmentului în treapta de ordinul i și timpul total
de funcționare [%];
i – raportul dintre turația n, corespunzătoare unui anumit regim și turația echivalentă a
rulmentului;
Qi – sarcina echivalentă, corespunzătoare unei anumite trepte a cutiei de viteze.
5.7. CONCLUZII.
Pentru autoturism cu un motor MA C de 176 KW/ 2780 rot/min , se alege alege o cutie de viteza
cu trei arbori.
– Elementele de fixare a rulmentilor
– Carcasa cutiei de viteze
5.7.1. PROBLEME ȘI DIFICULTĂȚI ÎNTÂMPINATE ȘI REZOLVATE.
La calculul de dimensionare al elementelor componente a cutiei de viteze am intampinat dificultati,
intrucat alegerea dimensiunilor corecte a pinionului de atac a variat ca valori, pentru alegerea unei
solutii constructive cat mai performante. Pentru a nu recalcula valorile elementelor cutiei de viteza ,
am creeat o aplicatie in Microsoft Excel.
5.7.2. ASPECTE ORIGINALE ALE SOLUȚIEI CONSTRUCTIVE.
Solutia constructiva aleasa, prezinta o co nfigurare performanta a dispunerii si alegerii tipului de
rulmenti, de pinioane, arbori prezentata in capitolele anter ioare
5.7.3. CÂTEVA LUCRURI ÎNVĂȚATE PRIN REALIZAREA
PROIECTULUI.
• Aprofundarea cunostintelor despre angrenaje
• Importanta respectarii structurii unui proiect in vederea obtinerii unor rezultate
satisfacatoare la final.
• Importanta respectarii termenilor impusi, intrucat acestia ne garanteaza o continuitate in
etapele proiectului.
• Rolul esential al documentarii
5.8. BIBLIOGRAFIE.
1. Untaru,M.ș.a. Calculul și construcția automobilelor. E.D.P., București, 1982.
2. Tabacu I., T ransmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1999.
3. Frățilă, G (1977), Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică,
București
4. Grămescu, T., Slătineanu, L., Pruteanu, O., Marin, O., ( 1993), Tehnologii de dantur are a
roților dințate, Editura UNIVERSITAS, Chișinău
5. Guju, M., (1990), Angrenaje conice și hipoide, Editura Tehnică, București.
6. Radulet R., Manualul inginerului „HUTTE”, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1951
7. Jula, A.,Lates, M., (2004),Organe de mașini, Editura U niversitatii Transilvaniadin Brasov
8. ATZ, 12/2004
9. INFLUENCE FACTORS ON GEARBOX POWER LOSS, Paper Ref: S0601_P0216
10. 3rd International Conference on Integrity, Reliability and Failure, Porto/Portugal, 20 -24
July 2009
11. www.auto.unitbv.ro/moodle
12. http://web.mit.edu/2.972/www/reports/differential/differential.html
13. http://www.autosaga.ro/diferentialul -autoblocant -diferentialul -torsen -cuplajul –
haldex.html
14. http://www.scribd.com/doc/8262422/Dana -Spicer -Diffs
15. http://en.wikip edia.org/wiki/Quattro_(four_wheel_drive_system)
16. http://www.torsen.com/products/products.htm
17. http://www.audizine.com/forum/showthread.php/392103 -Trani -Experts -Quattro -and-
FWD -trani-the-same -Tailpieces -interchangable
18. http://www.locked -drive.com.au/pdf/ct_128312.pdf
19. http://www.pdfee.com/cat/automotive -ebook
20. http://www.bmw.ro
21. http://www.cm.tuiasi.ro/docs/TehnologiiProcesari.pdf
22. http://www.gordonengland.co.uk/hardness/hardness_conversion_1m.htm
23. http://www.allcardetai ls.com/
24. http://but.unitbv.ro/Servicii/BV/TM/Capitolul_1.pdf
25. http://www.scritube.com/tehnica -mecanica/OELURI -ALIATE83214913.php
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Construcția și calculul auto vehicul elor I [603538] (ID: 603538)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.