DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU AUTOEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT IF PROIECT DE DIPLOMĂ 1 CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC… [604085]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT IF

PROIECT DE DIPLOMĂ

1
CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
PROF.DR.ING . RUS ALEXANDRU

ABSOLVENT: [anonimizat]
2018
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT IF

2
PROIECTAREA TRANSMI SIEI PRINCIPALE ȘI A
DIFERENȚIALULUI PENTRU PUNTEA SPATE LA UN
AUTOTURISM CU PUTEREA MAXIMĂ DE 135 KW ȘI VITEZA
MAXIMĂ 235 KM/H

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
PROF.DR.ING . RUS ALEXANDRU
ABSOLVENT: [anonimizat]
2018
Nr…………../……………

3

DECLARA ȚIE DE AUTENTICITATE
A
LUCRĂRII DE FINALIZARE A STUDIILOR
(Proiect de diplomă)

Titlul lucrării: Proiectarea transmisiei principale și a diferențialului pentru puntea spate la un autoturism cu puterea
maximă de 135 kw și viteza maximă 235 km/h
Autorul lucrării HEBRIȘTEAN AL EX
Lucrarea de finalizare a studiilor este elaborată în vederea susținerii examenului de diplomă organizat de către
Facultatea de Inginerie Managerială și Tehnologică din cadrul Universității din Oradea, sesiunea iulie a anului universitar
2017 -2018.

4
Prin prezenta, subsemnatul HEBRIȘTEAN ALEX CNP [anonimizat] , declar pe proprie răspundere că această
lucrare a fost elaborată de către mine, fără nici un ajutor neautorizat și că nici o parte a lucrării nu conține aplicații sa u studii
de caz publicate de alți autori.
Declar, de asemenea, că în lucrare nu există idei, tabele, grafice, hărți sau alte surse folosite fără respectarea legii
române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.

Oradea, Semnătura
Data 29.06.2018 ______________________

CUPRINS
Rezumatul lucării ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 7
CAPITOLUL I – NOȚIUNI INTRODUCTIVE PENTRU TRANSMISIA PRINCIPALĂ ȘI DIFERENȚIAL 10
1.1. Destinația, funcțiile și condițiile impuse transmisiei principale și diferențialului ……. 10
CAPITOLUL II – Studiul comparativ al autovehiculelor similare cu cel din tema de proiect 21
CAPITOLUL III – PARAME TRII DINAMICI ………………………….. ………………………….. ……. 23
3.1. Parametrii constructivi ai autovehiculului ………………………….. ………………………….. …. 23

5
3.2. Parametrii funcționali ai autovehiculului ………………………….. ………………………….. ….. 24
3.3. Parametrii dinamici ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 25
3.3.1. Caracteristica exterioară ………………………….. ………………………….. …………………… 25
3.3.2. Caracteristica de tracțiune ………………………….. ………………………….. ………………… 30
3.3.3. Caracteristica dinamică ………………………….. ………………………….. ……………………. 38
CAPITOLUL IV – Calculul TRANSMISIEI PRINCIPALE șI A DIFERENțIALULUI …….. 45
4.1. Alegerea materialelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 45
4.2. Calculul de dimensionare a angrenajelor transmisiei principale ………………………….. … 46
4.3. Calculul diferențialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 53
4.3.1. Calculul de dimensionarea angrenajelor ………………………….. …………………………. 54
4.3.2. Determinarea forțelor de angrenare ………………………….. ………………………….. …….. 61
4.1.5. Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor ………………………….. ……………… 62
4.3.3. Calculul de rezistență pentru axul port satelit ………………………….. ………………….. 66
CAPITOLUL V – Diagnosticarea TRANSIMISIILOR ȘI A DIFERENȚIALELOR …………. 70
5.1. Principalele defecte ale diferențialului ………………………….. ………………………….. ……… 71
5.1.1. Cazuri normale de deteriorare ………………………….. ………………………….. ……………. 71
5.1.2. Modalități anormale de deteriorare ………………………….. ………………………….. …….. 73
5.2. Parametri de diagnosticare generală ………………………….. ………………………….. ………….. 73

6
5.2.1. Diagnosticarea în funcție de puterea pierdută prin frecări ………………………….. ….. 74
5.2.2 Diagnosticarea în funcție de zgomote și vibrații ………………………….. ………………… 74
5.2.3. Diagnosticarea transmisiei în funcție de jocul unghiular global ……………………… 75
5.2.4. Diagnosticarea după drumul parcurs liber ………………………….. ………………………. 75
BIBLIOGRAFIE ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 76

7
REZUMATUL LUCĂRII
Lucrarea de licență este dovada nivelului și calității pregătirii profesionale, teoretice și aplicative a absolventului pe pa rcursul celor patru
ani de studiu, iar prin felul în care aceasta este susținută pune în valoare caracterele esențiale și definitorii ale absolventului.
Titlul lucrării este P roiectarea transmisiei principale și a diferențialului pentru puntea spate la un autoturism cu puterea maximă de 135 kw
și viteza maximă 235 km/h .
Lucrarea este structurată în cinci capitole.
Lucrarea debutează cu un subiect introductiv care face trimitere la cunoașterea principalelor noțiuni, funcții, condiții și c lasificări ale
diferențialelor și a arborilor planetari.
Altfel spus sunt prezentate aspectele teoretice generale care fac referire la diferențial și arbori planetari cu care sunt dotat e autovehiculele rutiere.
Pentru a ajunge la caracteristicile și calculele acestor organe de mașini, întâi trebuie ști ute foarte bine rolurile fiecărui organ și condițiile
impuse. Totodată pentru a îmbunătății calitatea și de a aporii performanța autovehiculelor rutiere trebuie în permanență stu diate soluții
constructive ale acestor componente a autoutilitarelor.
În ceea ce privește diferențialele s -au prevăzut o serie de soluții constructive privind construcția, principiul de funcționare și compensarea
uzurilor.
Capitolul al doilea prezintă studiul modelelor de autoutilitare similare cu cel din tema de proiect. Studiul comparativ s -a realizat sub
formă de tabel pentru a de putea evidenția componentele importante și pentru a fi mai accesibile audienței. În acest capitol s-a efectuat un studiu
comparativ pentru cinci modele de autoutilitare cu spec ificații tehnice similare.

8
Capitolul al treilea prezintă studiul și determinarea parametrilor constructivi, funcționali ți dinamici, precum și caracteri sticile dinamice
ale autoutilitarei. Acești parametrii constructivi aparțin de calitățile t ehnice generale ale autoutilitarelor, determinând gradul de adaptabilitate al
acestora la anumite cerințe de exploatare în condiții favorabile și optime de confort, securitate și eficiență economică.
În capitolul patru este prezentat calculul diferențialului care cuprinde calculul de dimensionare și de verificare al angrenajelor sateliților
și pinioanelor planetare, calculul de rezistență pentru axul port satelit. Calculul arborilor planetari cuprinde calculul de dimensionare și de
verificare a arborelui și calculul de verificare a canelurilor.
În capitolul cinci se prezintă tehnicile de diagnosticare a diferențialelor și a arborilor planetari. Conform studiilor efect uate o zecime din
totalul defecțiunilor apărute la autoutilitare se datorează transmisiei principale, iar din restul defecțiunilor majoritatea sunt cauzare de ambreiaj.
La finalul lucrării de licență am atașat bibliografia care ocupă un rol important, întrucât aceste informații au contribuit la redacta rea
acest ei lucrări .

9

10
CAPITOLUL I – NOȚIUNI INTRODUCTIVE PENTRU TRANSMISIA PR INCIPALĂ ȘI DIFERENȚ IAL

1.1. Destinația, funcțiile și condițiile impuse transmisiei principale și diferențialului
Modul după care este categorisit autoturismul, diferențiază punțile spate astfel :
 punți motoare
 punți nemotoare

Fig. 1.1 – Trenul de tracțiune la BMW 320

11
Punțile spate motoare, diferă de cele nemotoare prin faptul că asigură transmiterea fluxului de put ere transmis de la motor prin transmisia
longitudinală prin roțile motoare . Mecanismele necesare pentru a putea transmite fluxul de putere al motorului la punțile spate motoare sunt:
 transmisia principală
 diferențialul
 arborii planetari
 butucul roții

Fig. 1.2 – Transmisia de la arbore cotit la roți motoare la automobilul BMW 320
Transmisia principală, înmulțește și transmite momentul motor de la arborele longitudinal la diferențial, în cazul automobilelor organizate
după soluția clasică (motor față, tracțiune spate) și de la arborele secundar al cutiei de viteze la diferențial, la automobilele organizate după
soluția totul în spate sau în față.
Transmisiile principale se pot clasifica după numărul angrenajelor componente și după tipul angrenajelor uti lizate.
După numărul angrenajelor componente se deosebesc transmisii principale simple , la care multiplicarea momentului motor se face printr -o
pereche de roți dințate, și transmisii principale duble , la care multiplicarea momentului motor se realizează prin două perechi de roți dințate.

12
După tipul angrenajelor utilizate, transmisiile principale pot fi de trei feluri : conice , cilindrice și cu melc .
Transmisia principală cu angrenaj conic poate fi întâlnită : cu dinți drepți, cu dinți înclinați, cu dinți curbi (Fig.1 ) și angrenaj hipoid.

Fig. 1.3 Scheme de transmisii principale simple

13

Fig. 1.4 – Ansamblul transmisie principală simplă -diferențial
a – secțiune; b – schemă cinematică;

14
1 – coroan a; 2 – sateliți; 3 – carcas a diferențial; 4 – semilagăre; 5 – siguranțe; 6 – rulmenți cu role conice; 7 – pinioane planetare; 8 – piulițe de
reglaj; 9 – ax sateliți;
10 – pinion; 11 și 16 – rulmenți cu role conice; 12 și 15 – șaibe de reglaj; 13 și 17 – deflectoare de ulei; 14 – arbore pinion; 18 – flanșă; 19 –
piuliț a; 20 – carter punte spate.

În cazul deplas ării automobilului în viraj, roata motoa re exterioară parcurge o distanță mai mare decât roata motoare interioară virajului ,
problemă care a dus la apariția diferențialului .
Diferențialul este mecanismu l care permite ca roțile motoare ale aceleiași punți să se deplaseze cu viteze unghiulare diferite, oferind
astfel posibilitatea ca la rularea roților autoturismului în viraje să parcurgă spații de lungimi diferite.
Dacă roțile motoare sunt montate pe acel ași arbore, deplasarea automobilului în viraj este imposibilă fără alunecare și patinarea roților,
ceea ce provoacă în timp uzarea anvelopelor, creșterea consumului de combustibil și stăpânirea mai dificilă a direcției.
Pentru a putea permite ca roțile motoare să se rotească cu viteze unghiulare diferite, fiecare roată se va monta pe câte un arbore separat,
uniți prin intermediul diferențialului.

15

Fig. 1.5 – Părți componente
1 – Carcasa diferențialului ; 2 – Coroana de antrenare ; 3 – Pinion satelit
4 – Pinioane planetare ; 5 – Arbori planetari
Diferențialele se clasifică după tipul angre najelor folosite, după principiul de funcționare, după valoarea momentului transmis și după
locul de dispunere a lor în transmisie.
 După tipul angrena jelor folosite, diferențialele pot fi cu roți dințate conice și cu roți dințate cilindrice.
 După principiul de funcționare, diferențialele se împart în: simple, blocabile sau autoblocabile.
 După valoarea momentului transmis la roțile motoare, diferențialel e pot fi simetrice și asimetrice.
 După locul de dispunere în transmisie, se folosesc diferențiale dispuse între roțile, aceleiași punți și diferențiale dispuse între
punțile automobilului cu mai multe punți motoare.

 Diferențialul simplu, simetric, cu roți dințate conice

16
Diferențialele cu angrenaje conice și cu dinți drepți au cea mai largă răspândire în construcția autoturismelor . Avantajul acestei soluții este
faptul că c ele două pinioane planetare au același diametru și același număr de dinți.

Fig. 1.6 – Construcția diferențialului simplu simet ric cu roți dințate conice [11]
 1,8− arbori planetari;
 2,3− șaibe din oțel moale sau bronz;

17
 4− coroană dințată;
 5− bolț;
 6,10− sateliți;
 7− carcasa diferențialului;
 9,12− roți planetare;
 11− șuruburi.

 Diferențialului simplu, simetric, cu roți dințate cilindrice
Raportat la diferențialele conice , cele cu roți dințate cilindrice au dimensiuni mai mari, motiv pentru care nu se mai folosesc la
autoturisme în zilele de azi.

18

Fig. 1.7 – Construcția diferențialului simplu simetric cu roți dințate cilindrice [11]

– 1,2− pinioane planetare cilindrice;
– 3,4− sateliți cilindrici.

19
Arborii planetari au rolul de a transmite momentul motor de la diferențial la roțile motoare sau la pinioanele conducătoare ale
transmisiei finale.
Clasificarea arborilor planetari se face după solicitările care acționează asupra lor . Solicitările arborilor planetari depind de modul de
montare a capătului lor exterior în carterul punții motoare. În funcție de modul de montare a arborilor planetari în carte rul punții motoare, ei se
diferențiază ca fiind :
 Arbori planetari descărcați
 Arbo ri planetari semi -încărcați
 Arbori planetari încăr cați

20

Fig. 1.8 – Transmisia principală, diferențial Mercedes C -class [12]

21
CAPITOLUL II – STUDIUL COMPARATIV A L AUTOVEHICULELOR SIM ILARE CU CEL DIN TEMA DE
PROIECT

Pentru realizarea proiectului s -a efectuat un studiu comparativ pentru cinci modele de autovehicule cu specificații tehnice similare.
Cu ajutorul modelelor similare alese se pot observa elementele comune ale acestor autovehicule și valorile anumitor parametri i,
constituind o bază de plecare pentru proiectarea diferențialului din tema de pro iect.

Tabel 2.1. Autovehiculele cu specificații similare cu cel din tema lucrării
Nr. 1 2 3 4 5

Marca auto

Parametrul BMW
320i Mercedes
E200 VW
Passat
1.8 Citroen C5
180 Volvo
V60

Număr cilindri 4 4 4 4 4
Capacitatea cilindrică cm3 1998 1796 1798 1997 1969
Puterea maximă Pmax [kW] 135 135 132 133 133
Turația de putere n p[rot/min] 5000 5250 5100 3750 4250
Momentul maxim Me[N*m] 290 270 250 400 400
Turația de moment n M[rot/min] 1350 1800 1250 2000 1750
Viteza maxima Vmax[km/h] 235 232 232 222 225

22

Lungime [mm] 4633 4868 4767 4779 4628
Lățime [mm] 1811 1854 1832 1860 1865
Înălțime [mm] 1429 1471 1461 1458 1484
Ampatament [mm] 2810 2874 2791 2815 2776
Ecartament față [mm] 1543 1585 1584 1587 1578
Ecartament spate [mm] 1583 1604 1568 1560 1575
Raportul de transmitere al
transmisiei principale i 0 2,81 3,07 3,23 3,63 3,77
Raportul de transmisie pentru
prima treaptă de viteză i cv1 5,00 4,99 3,77 6,29 3,58
Raportul de transmisie pentru
ultima treaptă de viteză i cvk 0,64 0,82 0,80 0,79 0,54
Masa proprie [kg] 1425 1515 1380 1595 1471
Masa totală maximă autorizată
[kg] 2025 2150 2030 2190 2170
Sarcina utilă [kg] 600 635 650 595 699
Dimensiuni anvelope 225/75
R17,5 205/75
R17.5 205/75
R17.5 215/75
R17.5 215/75
R17,5

23
CAPITOLUL III – PARAMETRII DINAMICI
3.1. Parametrii constructivi ai autovehicul ului
Parametrii constructivi alcătuiesc calitățile tehnice generale ale automobilelor , care determină gradul de adaptabilitate al acestora la
anumite cerințe de exploatare în condiții optime de siguranță , confort și eficiență economică.
Cunoașterea inițială a parametrilor constructivi în urma studiului modelelor similare de auto vehicule prezentate în tabelul 2 .1, s-au adoptat
parametrii cons tructivi conform tabelului 3.1.
Tabel 3.1 Parametrii dimensionali și masici ai autovehiculului

Denumire Unitatea de măsură Valoare
Masa proprie kg 1400
Sarcina utilă kg 600
Masa totală kg 2000
Lungimea mm 4600
Lățimea mm 1800
Înălțimea mm 1425
Ampatamentul mm 2800
Ecartament față mm 1550
Ecartament spate mm 1600
Garda la sol mm 200

24

3.2. Para metrii funcționali ai autovehiculului
În urma stud iului efectuat pentru autovehicu lul din tema lucrării s -au adoptat constructiv următori parametrii funcționali:
1. Motorul
– cilindreea: 1998 [cm3]
– puterea maximă Pmax: 135 [kW]
– turația la putere maximă np: 5000 [rot/min]
– momentul maxim Me: 290 [Nm]
– turația la moment maxim nM: 1350 [rot/min]

2. Transmisia
– tipul ambreiajului: mecanic, mono disc cu arcuri tip diafragm ă cu acționare hidraulică;
– tipul cutiei de viteză: manuală 8+1 trepte ;
– raportul de transmitere a transmisiei principale: i 0=2,81;
– rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze:
icv1=5,00; icv2=3,20; icv3=2,14; icv4=1,72; icv5=1,31; icv6=1,00; icv7=0,82; icv8=0,64

25
– controlul tracțiunii, diferențial blocabil

3. Punți
– punte față independentă, McPherson ;
– punte spate multi -link, care este și puntea motoare;

4. Sistem de frânare
– fată: cu discuri ventilate , asistată ;
– spate: cu discuri ventilate , asistată ;

5. Sistem de direcție
– servodirecția hidraulică ;

6. Anvelope: 225/75R17,5 .

3.3. Parametrii dinamici
3.3.1. Caracteristica exterioară
Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston sunt determinați prin intermediul caracteristicii exterioare.
Prin caracteristica de turație exterioară se înțelege funcția de interdependență a momentului motor și a puterii motorului față de turația
arborelui cotit la admisie totală, având în situație optimă temperatura de funcționare și reglajel e motorului .

26
În situația în care caracteristica exterioară nu este determinată experimental , se folosește o exprimare analitică a caracteristicii exterioare
de forma P = P(n), M = M(n), conform cu îndrumarele din literatura de specialitate [10].
Pentru determinarea caracteristicii exterioare se folosesc relațiile conform recomandărilor din literatura de specialitate [10 ]:

𝑃𝑒=𝑃𝑚𝑎𝑥 [𝛼∙𝑛
𝑛𝑃+𝛽(𝑛
𝑛𝑃)2
−𝛾(𝑛
𝑛𝑃)3
][𝑘𝑊] (3.1)
Unde:
– 𝑃𝑒− puterea efectivă a motorului ;
– 𝑃𝑚𝑎𝑥 − puterea maximă;
– 𝛼,𝛽,𝛾− coeficienții;
𝛼=0,75, 𝛽=1,5, 𝛾=1,25;
– 𝑛− turația arborelui cotit;
– 𝑛𝑃− turația de putere;
𝑃𝑒=135 [0,75∙𝑛
2500+1,5(𝑛
2500)2
−1,25(𝑛
2500)3
]
𝑀𝑒 =9554𝑃𝑒
𝑛[𝑁𝑚] (3.2)
Unde:
– 𝑀𝑒− momentul motor ;
𝑀𝑒 =9554 ∙135
𝑛
Rezultatele o bținute sunt prezentate în Tabelul 3.2 și reprezentate în Figura 3.2. respectiv Figura 3.2. și Figura 3.3.

27

Tabel 3.2. Valorile puterilor și a momentului motor la diferite turații

Nr
crt Turația
[rot/min] Puterea [kW] Momentul
Motor [Nm]
1 500 11,98 228,94
2 1000 27,00 257,96
3 1500 44,04 280,53
4 2000 62,10 296,65
5 2500 80,16 306,33
6 3000 97,20 309,55
7 3500 112,22 306,33
8 4000 124,20 296,65
9 4500 132,13 280,53
10 5000 135,00 257,96
11 5500 131,79 228,94
12 6000 121,50 193,47

28

Fig. 3.1 – Caracteristica de turație a puterii și a momentului motorului
050100150200250300350
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Putere [kW] ; Moment [Nm]
Turatia [rot/min] Caracteristica externa a motorului
P[kW]
M[Nm]

29

Fig. 3.2 – Caracteristica de turație a puterii motorului
0,0020,0040,0060,0080,00100,00120,00140,00160,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Puterea [Kw]
Turatia [rot/min] Variatia puterii [kW ]
M(Nm)

30

Fig. 3.3 – Caracteristica de turație a momentului motor

3.3.2. Caracteristica de tracțiune
Echilibrul tuturor încărcărilor care acționează asupra autovehiculului la mișcarea uniform -rectilinie , pe un drum oarecare cu motorul
funcționând în plină sarcină , reprezintă bilanțul de tracțiune al autovehiculului.
Forța totală la roată dezvoltată de motor nota tă cu 𝐹𝑟, echivalează cu suma forțelor tangențiale de la toate roțile motoare care echilibrează
suma tuturor rezistențelor la înaintare, adică rezistențele: la rulare 𝑅𝑟, la urcare a pantei 𝑅𝑝, aerului 𝑅𝑎 și la demarare 𝑅𝑑. 0,0050,00100,00150,00200,00250,00300,00350,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Momentul motor[Nm]
Turatia[rot/min] Momentul motor cu
turatia
Serie1

31
Pentru determinarea ca racteristicii de tracțiune , se folosesc relațiile conform recomandărilo r din literatura de specialitate [10 ]:

𝐹𝑟=𝑅𝑟+𝑅𝑝+𝑅𝑎+𝑅𝑑 [𝑁] (3.3)
Unde:
– 𝐹𝑟− forța tangențială la roată ;
– 𝑅𝑟− rezistența la rulare ;
– 𝑅𝑝− rezistența la urcare a pantei ;
– 𝑅𝑎− rezistența aerului ;
– 𝑅𝑑− rezistența la demarare ;
Variația parabolică a forței la roată este determinată de caracterul variației momentului motorului în funcție de turație .
Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată reprezintă graficul de variație al forței tangențiale la roată dezvoltată de motor ,
în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului , Fr=f(v) pentru fiecare treaptă de viteză selectată.
Pe baza caracteristicii exterioare a motorului se determină construirea caracteristicii de tracțiune, pornind de la curba mom entului efectiv
sau de la curba puterii efective:
𝐹𝑟=𝑀𝑒∙𝑖𝑐𝑣∙𝑖0∙𝜂𝑡𝑟
𝑟𝑟 [𝑁] (3.4)
Unde:
– 𝑀𝑒− momentul motor;
– 𝑖𝑐𝑣− raportul de transmitere al treptelor de viteză;
– 𝑖0− raportul de transmitere a transmisiei principale;
– 𝜂𝑡𝑟− randamentul total al transmisiei ( ηtr = 0,90 pentru autocamioane);
– 𝑟𝑟− raza de rulare al roții;

32
𝑟𝑟=𝑟0∙𝜆[𝑚𝑚 ] (3.5)
Unde:
– 𝜆− coeficient de deformare a pneului ( λ=0,945…0,950 – pentru pneurile de autoutilitare);
– 𝑟0− raza liberă a roții (în funcție de tipul și dimensiunea anvelopei) ;
𝑟0=𝐷𝑗
2∙25,4+𝐵∙𝐻
𝐵[𝑚𝑚 ] (3.6)
Unde:
– 𝐷𝑗− diametrul jantei roții exprimat în țoli (1țol = 25,4[mm]);
– 𝐵− balonajul anvelopei exprimat în mm;
– 𝐻/𝐵− raportul dintre înălțimea secțiunii anvelopei și balonajul acesteia în procente;
– Dimensiuni pneuri: 225/75R17,5.
𝑟0=17,5
2∙25,4+225 ∙75
100=391 [𝑚𝑚 ]
𝑟𝑟=391 ∙0,945 =369 ,5[𝑚𝑚 ]

Viteza teoretică a autocamionului se calculează cu relația:
𝑣𝑎=0,377 ∙𝑟𝑟∙𝑛
𝑖0∙𝑖𝑐𝑣[𝑚
𝑠] (3.7)

Rezu ltatele obținute cu relațiile (3.4 ) și (3. 7) pentru fiecare treaptă de viteze sunt centralizate în tabelul 3.3 și reprezentate grafic în figura
3.4.

Tabel 3.3 Valor ile forței tangențiale la roată

33
n Pe Me Treapta
I-a Treapta
a II-a Treapta
a III-a Treapta
a IV-a
[rot/
min] [Kw] [Nm] Va1 Fr1 Va2 Fr2 Va3 Fr3 Va4 Fr4
500 12,0 228,9 4,3 8269,9 6,7 5292,8 10,0 3539,5 12,5 2844,9
1000 27,0 258,0 8,6 9318,3 13,4 5963,7 20,1 3988,2 25,0 3205,5
1500 44,0 280,5 12,9 10133,6 20,1 6485,5 30,1 4337,2 37,4 3486,0
2000 62,1 296,7 17,2 10716,0 26,8 6858,2 40,1 4586,4 49,9 3686,3
2500 80,2 306,3 21,5 11065,4 33,5 7081,9 50,2 4736,0 62,4 3806,5
3000 97,2 309,5 25,8 11181,9 40,2 7156,4 60,2 4785,9 74,9 3846,6
3500 112,2 306,3 30,1 11065,4 47,0 7081,9 70,2 4736,0 87,4 3806,5
4000 124,2 296,7 34,5 10716,0 53,7 6858,2 80,2 4586,4 99,8 3686,3
4500 132,1 280,5 38,8 10133,6 60,4 6485,5 90,3 4337,2 112,3 3486,0
5000 135,0 258,0 43,1 9318,3 67,1 5963,7 100,3 3988,2 124,8 3205,5
5500 131,8 228,9 47,4 8269,9 73,8 5292,8 110,3 3539,5 137,3 2844,9
6000 121,5 193,5 51,7 6988,7 80,5 4472,8 120,4 2991,2 149,8 2404,1
6500 103,1 151,6 56,0 5474,5 87,2 3503,7 130,4 2343,1 162,2 1883,2
500 12,0 228,9 4,3 8269,9 6,7 5292,8 10,0 3539,5 12,5 2844,9

n Pe Me Treapta
V-a Treapta
a VI-a Treapta
a VII-a Treapta
a VIII-a

34
[rot/
min] [Kw] [Nm] Va5 Fr5 Va6 Fr6 Va7 Fr7 Va8 Fr8
500 12,0 228,9 16,4 2166,7 21,5 1654,0 26,8 1654,0 33,5 1058,6
1000 27,0 258,0 32,8 2441,4 42,9 1863,7 53,7 1863,7 67,1 1192,7
1500 44,0 280,5 49,2 2655,0 64,4 2026,7 80,5 2026,7 100,6 1297,1
2000 62,1 296,7 65,5 2807,6 85,9 2143,2 107,3 2143,2 134,2 1371,6
2500 80,2 306,3 81,9 2899,1 107,3 2213,1 134,2 2213,1 167,7 1416,4
3000 97,2 309,5 98,3 2929,7 128,8 2236,4 161,0 2236,4 201,2 1431,3
3500 112,2 306,3 114,7 2899,1 150,3 2213,1 187,8 2213,1 234,8 1416,4
4000 124,2 296,7 131,1 2807,6 171,7 2143,2 214,7 2143,2 268,3 1371,6
4500 132,1 280,5 147,5 2655,0 193,2 2026,7 241,5 2026,7 301,9 1297,1
5000 135,0 258,0 163,9 2441,4 214,7 1863,7 268,3 1863,7 335,4 1192,7
5500 131,8 228,9 180,3 2166,7 236,1 1654,0 295,2 1654,0 369,0 1058,6
6000 121,5 193,5 196,6 1831,0 257,6 1397,7 322,0 1397,7 402,5 894,6
6500 103,1 151,6 213,0 1434,3 279,1 1094,9 348,8 1094,9 436,0 700,7
500 12,0 228,9 16,4 2166,7 21,5 1654,0 26,8 1654,0 33,5 1058,6

35

Fig. 3.4 – Diagrama forțelor la roata automobilului
Rezistența la rulare se determină cu relația;
𝑅𝑟=𝐺𝑎∙𝑓[𝑁] (3.8)
Unde:
– 𝐺𝑎− greutatea totală maximă a autovehiculului ;
– 𝑓− coeficientul de rezistență la rulare (𝑓=0,018 …0,024);
Se adoptă 𝑓=0,022
𝑅𝑟=20000 ∙0,022 =440 [𝑁] 020004000600080001000012000
0 100 200 300 400 500Forta la roata Fr1 -5 [N]
Viteza automobilului [Km/h] Diagrama fortelor la roata
Fr1
Fr2
Fr3
Fr4
Fr5
Fr6
Fr7
Fr8

36

Rezistența aerului se determină cu relația:
𝑅𝑎=1
2∙𝐶𝑥∙𝜌∙𝐴∙𝑣𝑎2
13 (3.9)
Unde:
– 𝜌− densitatea aerului (ρ = 1,226 [kg/m3])
– 𝐴− aria secțiunii transversal a autovehiculului
– 𝐶𝑥− coeficient de rezistență al aerului
𝐶𝑥=26
𝜌∙𝐴∙𝑣𝑚𝑎𝑥2∙(𝐹𝑅−𝑓∙𝐺𝑎) (3.10)
𝐴= 𝐶𝐹∙𝐵1∙𝐻 [𝑚2] (3.11)
Unde:
– 𝐶𝐹− coeficient de corecție (𝐶𝐹=0,95…1,05);
Se adoptă 𝐶𝐹=1
– 𝐵1− ecartamentul roților de față al autovehiculului
– 𝐻− înălțimea autovehiculului
𝐴= 1∙1,55∙1,425 =2,20[𝑚2]
𝐶𝑥=26
1,226 ∙2,20∙2352∙(3600 −0,022 ∙20000 )=0,55

Valorile obținute sunt trecute în tabelul 3.4, iar bilanțul de tracțiune este re prezentat grafic în figura 3.5.

37
Tabel 3.4. Valorile rezistenței aerului și a forței la roată
Va
[km/h] Ra
[N] Rr+Ra
[N]
0 0 440
15 12,87 452,8746
30 51,50 491,4984
45 115,87 555,8714
60 205,99 645,9937
75 321,87 761,8651
90 463,49 903,4857
105 630,86 1070,856
120 823,97 1263,975
135 1042,84 1482,843
150 1287,46 1727,46
165 1557,83 1997,827
180 1853,94 2293,943
195 2175,81 2615,808
210 2523,42 2963,422
225 2896,79 3336,786
235 3295,90 3735,899

38

Fig. 3.5 – Diagrama bilanțului de tracțiune

3.3.3. Caracteristica dinamică
Forța de tracțiune disponibilă, excedentară 𝐹𝑒=𝐹𝑅−𝑅𝑎, care se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la
demarare, caracterizează dinamicitatea autovehiculului, dar nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehiculel e de greutăți diferite ,
deoarece la valori egale ale fo rței excedentare 𝐹𝑒, calitățile dinamice ale unui autovehicul cu greutate totală mai mică sunt superioare celor ale
unui autovehicul cu greutate totală mai mare. De aceea, aprecierea calităților dinamice ale autovehiculelor se face cu ajutor ul factorului dinamic 0500100015002000250030003500
0 50 100 150 200 250Fr3 [N]
v3[km/h] Bilantul de tractiune
Rr+Ra
Fr

39
𝐷, care reprezintă o forță excedentară specifică, deci un parametru adimensional, definit ca raportul dintre forța de tracțiun e excedentară 𝐹𝑒 și
greutatea totală a autovehiculului 𝐺𝑎:
Pentru determinarea caracteristicii dinamice se folosesc relațiile conform recomandărilo r din literatura de specialitate [10 ]:

𝐷=𝐹𝑒
𝐺𝑎=𝐹𝑅−𝑅𝑎
𝐺𝑎 (3.12)

Caracteristica dina mică a autovehiculului reprezintă variația factorului dinamic, în funcție de viteza autovehiculului, pentru toate treptele
cutiei de viteză.
Valorile factorului dinamic sunt centralizate în tabelul 3.5, iar caracteristica dinamică este prezentată în figura 3.6.
Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața drumului și atunci limita s uperioară a acestei forțe este:
𝐹𝑅𝑚𝑎𝑥=𝜑∙𝑍𝑖 [𝑁] (3.13)
Unde:
– 𝜑− coeficientul de aderență al drumului;
𝜑𝑢𝑠𝑐𝑎𝑡 =0,75 pentru d rum uscat
𝜑𝑢𝑚𝑒𝑑 =0,35 pentru drum umed
– 𝑍𝑖 − reacțiunea normală la puntea motoare (puntea din spate);
𝑍𝑖 =𝑎∙𝐺𝑎
𝐿 [𝑁] (3.14)
Unde:
– 𝑎− distanța de centrul de greutate al autovehiculului până la axa punții din față pe direcție orizontală;
– 𝐺𝑎− greutatea totală a autovehiculului încărcat;

40
– 𝐿− ampatamentul autovehiculului;
𝑍𝑖 =1,35∙20000
2,8=9 642 [𝑁]

Adăug ând valoarea 𝐹𝑅𝑚𝑎𝑥 în expresia factorului dinamic se obține factorul dinamic al drumului sau factorul de propulsie notat cu 𝐷𝜑:
𝐷𝜑𝑢𝑠𝑐𝑎𝑡=𝜑𝑢𝑠𝑐𝑎𝑡 ∙𝑍𝑖 −𝑅𝑎
𝐺𝑎 𝐷𝜑𝑢𝑚𝑒𝑑=𝜑𝑢𝑚𝑒𝑑 ∙𝑍𝑖 −𝑅𝑎
𝐺𝑎 (3.15)

Rezultatele obținute sunt trecute în tabelul 3. 5. și reprezentate grafic în figura 3.6.

Tabel 3.5 . Factorul dinamic al autovehiculului
n Treapta
I-a Treapta
a II-a Treapta
a III-a Treapta
a IV-a
[rot/
min] Va1 D1 Va2 D2 Va3 D3 Va4 D4
500 4 0,39 7 0,25 10 0,17 12 0,13
1000 9 0,44 13 0,28 20 0,18 25 0,14
1500 13 0,48 20 0,30 30 0,18 37 0,13
2000 17 0,50 27 0,31 40 0,18 50 0,11
2500 22 0,52 34 0,31 50 0,16 62 0,08
3000 26 0,52 40 0,30 60 0,14 75 0,04
3500 30 0,50 47 0,28 70 0,10 87 -0,01

41
4000 34 0,48 54 0,25 80 0,05 100 -0,08
4500 39 0,44 60 0,22 90 0,00 112 -0,15
5000 43 0,40 67 0,17 100 -0,07 125 -0,24
5500 47 0,34 74 0,11 110 -0,14 137 -0,34
6000 52 0,26 80 0,05 120 -0,23 150 -0,46
6500 56 0,18 87 -0,03 130 -0,32 162 -0,58

n Treapta
V-a Treapta
a VI-a Treapta
a VII-a Treapta
a VIII-a
[rot/
min] Va5 D5 Va6 D6 Va7 D7 Va8 D8
500 16 0,10 21 0,07 27 0,06 34 0,02
1000 33 0,09 43 0,04 54 0,02 67 -0,06
1500 49 0,06 64 -0,01 80 -0,07 101 -0,20
2000 66 0,02 86 -0,09 107 -0,19 134 -0,39
2500 82 -0,03 107 -0,19 134 -0,35 168 -0,65
3000 98 -0,11 129 -0,32 161 -0,55 201 -0,96
3500 115 -0,20 150 -0,47 188 -0,79 235 -1,33
4000 131 -0,30 172 -0,65 215 -1,07 268 -1,77
4500 147 -0,43 193 -0,85 241 -1,39 302 -2,26
5000 164 -0,57 215 -1,08 268 -1,74 335 -2,80

42
5500 180 -0,72 236 -1,34 295 -2,14 369 -3,41
6000 197 -0,90 258 -1,62 322 -2,57 402 -4,08
6500 213 -1,09 279 -1,93 349 -3,04 436 -4,80

Fig. 3.6 – Caracteristica dinamică autovehiculului-2,00-1,50-1,00-0,500,000,501,00
-20 30 80 130 180 230 280D1-D6
Viteza automobilului va1 -va6 Variatia factorului dinamic D1 -D6 cu viteza
D1
D2
D3
D4
D5
D6
D7
D8

43
Tabel 3.6. Factorul de propulsie
Va
[km/h]
𝐷𝜑𝑢𝑠𝑐𝑎𝑡
𝐷𝜑𝑢𝑚𝑒𝑑
0 0,362 0,169
15 0,361 0,168
30 0,359 0,166
45 0,356 0,163
60 0,351 0,158
75 0,346 0,153
90 0,338 0,146
105 0,330 0,137
120 0,320 0,128
135 0,309 0,117
150 0,297 0,104
165 0,284 0,091
180 0,269 0,076
195 0,253 0,060
210 0,235 0,043
225 0,217 0,024
235 0,197 0,004

44

45
CAPITOLUL IV – CALCULUL TRANSMISIEI PRINCIPA LE ȘI A DIFERENȚIALU LUI
4.1. Alegerea material elor
Pentru construcția pinioanelor planetare și sateliților se utilizează oțelurile de cementare cu conținut redus de carbon.
La construcția axului port satelit și arborilor planetari , se utilizează datorită solicitărilor la care sunt supuse, oțeluri aliate cu conținut
redus de carbon, de tipul 41 MoC 11 X, 45 C 10, 40 M oC 11 supuse tratamentului termic de îmbunătățire.
Carcasa diferențialului se execută prin turnare din fontă Fc -150 STAS 568-75, fiind o font ă cenușie cu grafit lamelar, cu o rezistență la
tracțiune de 150/mm2 sau din oțel.
În urma unor studii realizate , s-a dovedit că pentru această temă de proiect este recomandat utilizarea următoarelor materiale : 45 C 10
pentru pinioanele plane tare și sateliți, 4 0 MoC 1 0 pentru crucea port satelit și arborii planetari și fontă pentru carcasa diferențialului.

46
4.2. Calculul de dimensionare a angrenajelor transmisiei principale

Fig. 4.1 – Elemente geometrice pentru angrenajul conic
Pentru calculul de dimensionare a angrenajelor se folosesc relațiile conform recomandărilor din literatura de specialitate [7]:
1. Numărul de dinți
Se adoptă: 𝑧1=12 numărul de dinț i al pinionului de atac
𝑧2=𝑖0∙𝑧1 (4.1)

47
𝑧2=2,08∙12=25 numărul de dinți a coroanei

2. Modulul exterior
𝑚𝑒 =8 STAS 822 -82

3. Unghiul de înclinare a dinților
𝛽=35°

4. Profilul de referință
Conform STAS 6844 -80:
𝛼=20°
ℎ𝑎=1 𝑚𝑚
𝑐=0,20 𝑚𝑚

5. Calculul parametrilor roții plane
 Numărul de dinți ai roții plane
𝑧𝑝=(1
sinΣ)√𝑧12+𝑧22+2𝑧1𝑧2cosΣ (4.2)
𝑢𝑛𝑑𝑒 Σ=90°
⇒𝑧𝑝=√122+252+2∙12∙25∙0=28
 Lungimea exterioară a generatoarei de divizare
𝑅𝑒=0,5𝑚𝑒𝑧𝑝 [𝑚𝑚 ] (4.3)

48
𝑅𝑒=0,5∙8∙28=112 𝑚𝑚
 Lățimea danturii
𝑏=0,285 ∙𝑅𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.4)
𝑏=0,285 ∙112 =32 𝑚𝑚

 Lungimea de calcul a generatoarei de divizare
𝑅=𝑅𝑒−0,415 𝑏 [𝑚𝑚 ] (4.5)
𝑅=112 −0,415 ∙32=99 𝑚𝑚
 Lungimea mediană a generatoarei de divizare
𝑅𝑚=𝑅𝑒−0,5𝑏 [𝑚𝑚 ] (4.6)
𝑅𝑚=112 −0,5∙32=96 𝑚𝑚
 Lungimea interioară a generatoarei de divizare
𝑅𝑖=𝑅𝑒−𝑏 [𝑚𝑚 ] (4.7)
𝑅𝑖=112 −32=80 𝑚𝑚
 Modulul normal
𝑚𝑛=2√𝑅2−𝑟𝑢2
𝑧𝑝2−𝑧02 (4.8)
𝑚𝑛=2√992−8000
282−52=4,75
 Diametrul de divizare median
𝑑𝑚1=𝑚𝑛𝑧1 [𝑚𝑚 ] (4.9)

49
𝑑𝑚1=4,75∙12=57 𝑚𝑚
𝑑𝑚2=𝑚𝑛𝑧2 [𝑚𝑚 ] (4.10)
𝑑𝑚2=4,75∙25=119 𝑚𝑚
 Raportul numerelor de dinți
𝑢=𝑧2
𝑧1 (4.11)
𝑢=25
12=2,08
 Unghiul de divizare
𝑡𝑔 𝛿1=sinΣ
𝑢+cosΣ (4.12)
𝑡𝑔 𝛿1=1
2,08=0,48
𝛿1=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 0,48
⇒ 𝛿1=28°
𝛿2=Σ−𝛿1 (4.13)
𝛿2=90° −28°=62°

 Coeficientul deplasării radiale de profil
𝑥𝑟1=0,45
𝑥𝑟2=−𝑥𝑟1 (4.14)
𝑥𝑟2=−0,45
 Coeficientul deplasării tangențial de profil

50
𝑥𝑡1=0,03+0,008 (𝑢−2,5) (4.15)
𝑥𝑡1=0,03+0,008 (2,08−2,5)=0,02
𝑥𝑡2=−𝑥𝑡1 (4.16)
𝑥𝑡2=−0,02

6. Calculul parametrilor pinionului de atac și a coroanei
 Înălțimea exterioară a capului dintelui
ℎ𝑎𝑒1=(ℎ𝑎+𝑥𝑟1)𝑚𝑛 [𝑚𝑚 ] (4.17)
ℎ𝑎𝑒1=(1+0,45)∙4,75=7 𝑚𝑚
ℎ𝑎𝑒2=(ℎ𝑎+𝑥𝑟2)𝑚𝑛 [𝑚𝑚 ] (4.18)
ℎ𝑎𝑒2=(1−0,45)∙4,75=3 𝑚𝑚
 Înălțimea exterioară a piciorului dintelui
ℎ𝑓𝑒1=(ℎ𝑎+𝑐−𝑥𝑟1)𝑚𝑛 [𝑚𝑚 ] (4.19)
ℎ𝑓𝑒1=(1+0,20−0,45)∙4,75=4 𝑚𝑚
ℎ𝑓𝑒2=(ℎ𝑎+𝑐−𝑥𝑟2)𝑚𝑛 [𝑚𝑚 ] (4.20)
ℎ𝑓𝑒2=(1+0,20+0,45)∙4,75=8 𝑚𝑚
 Înălțimea exterioară a dintelui
ℎ𝑒=ℎ𝑎𝑒1+ℎ𝑓𝑒1=ℎ𝑎𝑒2+ℎ𝑓𝑒2 [𝑚𝑚 ] (4.21)
ℎ𝑒=7+4=11 𝑚𝑚
 Arcul de divizare exterior
𝑠𝑒1=(0,5𝜋+2𝑥𝑟1tg𝛼+𝑥𝑡1)𝑚𝑛 [𝑚𝑚 ] (4.22)

51
𝑠𝑒1=(0,5𝜋+2∙0,45∙0,363 +0,02)∙4,75=9 𝑚𝑚
𝑠𝑒2=𝜋𝑚𝑛−𝑠𝑒1 [𝑚𝑚 ] (4.23)
𝑠𝑒2=𝜋∙4,75−9=6 𝑚𝑚
 Unghiul conului de cap
𝛿𝑎1=𝛿1 (4.24)
𝛿𝑎1=28°
𝛿𝑎2=𝛿2 (4.25)
𝛿𝑎2=62°
 Unghiul conului de picior
𝛿𝑓1=𝛿1 (4.26)
𝛿𝑓1=28°
𝛿𝑓2=𝛿2 (4.27)
𝛿𝑓2=62°
 Diametrul de divizare exterior
𝑑𝑒1=𝑚𝑒𝑧1 [𝑚𝑚 ] (4.28)
𝑑𝑒1=8∙12=96 𝑚𝑚
𝑑𝑒2=𝑚𝑒𝑧2 [𝑚𝑚 ] (4.29)
𝑑𝑒2=8∙25=200 𝑚𝑚
 Diametrul cercului de cap exterior
𝑑𝑎𝑒1=𝑑𝑒1+2ℎ𝑎𝑒1cos𝛿1 [𝑚𝑚 ] (4.30)
𝑑𝑎𝑒1=96+2∙7∙0,88=108 𝑚𝑚

52
𝑑𝑎𝑒2=𝑑𝑒2+2ℎ𝑎𝑒2cos𝛿2 [𝑚𝑚 ] (4.31)
𝑑𝑎𝑒2=200 +2∙3∙0,46=203 𝑚𝑚
 Înălțimea exterioară a conului de cap
𝐻𝑎𝑒1=𝑅𝑒cos𝛿1−ℎ𝑎𝑒1sin𝛿1 [𝑚𝑚 ] (4.32)
𝐻𝑎𝑒1=112 ∙0,88−7∙0,46=95 𝑚𝑚
𝐻𝑎𝑒2=𝑅𝑒cos𝛿2−ℎ𝑎𝑒2sin𝛿2 [𝑚𝑚 ] (4.33)
𝐻𝑎𝑒2=112 ∙0,46−3∙0,88=49 𝑚𝑚
 Înălțimea interioar a a conului de cap
𝐻𝑎𝑖1=𝐻𝑎𝑒1−𝑏cos𝛿𝑎1 [𝑚𝑚 ] (4.34)
𝐻𝑎𝑖1=95−32∙0,88=67 𝑚𝑚
𝐻𝑎𝑖2=𝐻𝑎𝑒2−𝑏cos𝛿𝑎2 [𝑚𝑚 ] (4.35)
𝐻𝑎𝑖2=49 −32∙0,46=34 𝑚𝑚
 Distan ța de cap
𝐿𝑎𝑒1=5 𝑚𝑚
𝐿𝑎𝑒2=5 𝑚𝑚
 Distan ța de a șezare (montaj)
𝐿1=𝐻𝑎𝑒1+𝐿𝑎𝑒1 [𝑚𝑚 ] (4.36)
𝐿1=95+5=100 𝑚𝑚
𝐿2=𝐻𝑎𝑒2+𝐿𝑎𝑒2 [𝑚𝑚 ] (4.37)
𝐿2=49+5=54 𝑚𝑚

53
4.3. Calculul diferențial ului
. Calculul diferențialului cuprinde: calculul pinioanelor planetare , calculul sateliților și a axului sateliților .

Fig. 4.2 – Schema d e calcul a diferențialului [11]

54
4.3.1 . Calculul de dimensionarea angrenajelor
Pentru calculul de dimensionare a angrenajelor se folosesc relațiile conform recomandărilor din literatura de specialitate [7]:
1. Numărul de dinți
Se adoptă: 𝑧1=11 numărul de dinți ai sateliților
𝑧2=16 numărul de dinți ai roților planetare

2. Modulul exterior
𝑚𝑒=6 STAS 822 -82

3. Profilul de referință
Conform STAS 6844 -80:
𝛼=20°
ℎ𝑎=1 𝑚𝑚
𝑐=0,20 𝑚𝑚

4. Calculul parametrilor roții plane

 Numărul de dinți ai roții plane
𝑧𝑝=(1
sinΣ)√𝑧12+𝑧22+2𝑧1𝑧2cosΣ (4.38)

55
𝑢𝑛𝑑𝑒 Σ=90°
⇒𝑧𝑝=√112+162+2∙11∙16∙0=19
 Lungimea exterioară a generatoarei de divizare
𝑅𝑒=0,5𝑚𝑒𝑧𝑝 [𝑚𝑚 ] (4.39)
𝑅𝑒=0,5∙6∙19=58 𝑚𝑚
 Lățimea danturii
𝑏=20 𝑚𝑚
 Lungimea mediană a generatoarei de divizare
𝑅𝑚=𝑅𝑒−0,5𝑏 [𝑚𝑚 ] (4.40)
𝑅𝑚=58−0,5∙20=48 𝑚𝑚
 Lungimea interioară a generatoarei de divizare
𝑅𝑖=𝑅𝑒−𝑏 [𝑚𝑚 ] (4.41)
𝑅𝑖=58−20=38 𝑚𝑚
 Modulul median
𝑚𝑚=𝑚𝑒𝑅𝑚
𝑅𝑒 (4.42)
𝑚𝑚=6∙48
58=4,97

 Diametrul de divizare median
𝑑𝑚1=𝑚𝑚𝑧1 [𝑚𝑚 ] (4.43)

56
𝑑𝑚1=4,97∙11=55 𝑚𝑚
𝑑𝑚2=𝑚𝑚𝑧2 [𝑚𝑚 ] (4.44)
𝑑𝑚2=4,97∙16=80 𝑚𝑚
 Raportul numerelor de dinți
𝑢=𝑧2
𝑧1 (4.45)
𝑢=16
11=1,45
 Unghiul de divizare
𝑡𝑔 𝛿1=sinΣ
𝑢+cosΣ (4.46)
𝑡𝑔 𝛿1=1
1,45=0,68
𝛿1=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 0,68
⇒ 𝛿1=35°
𝛿2=Σ−𝛿1 (4.47)
𝛿2=90° −27°=55°
 Coeficientul deplasării radiale de profil
𝑥𝑟1=0,45
𝑥𝑟2=−𝑥𝑟1 (4.48)
𝑥𝑟2=−0,45
 Coeficientul deplasării tangențial de profil
𝑥𝑡1=0,03+0,008 (𝑢−2,5) (4.49)

57
𝑥𝑡1=0,03+0,008 (1,45−2,5)=0,03
𝑥𝑡2=−𝑥𝑡1 (4.50)
𝑥𝑡2=−0,03

5. Calculul parametrilor sateliților și a pinioanelor planetare

 Înălțimea exterioară a capului dintelui
ℎ𝑎𝑒1=(ℎ𝑎+𝑥𝑟1)𝑚𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.51)
ℎ𝑎𝑒1=(1+0,45)∙6=7 𝑚𝑚
ℎ𝑎𝑒2=(ℎ𝑎+𝑥𝑟2)𝑚𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.52)
ℎ𝑎𝑒2=(1−0,45)∙6=3 𝑚𝑚
 Înălțimea exterioară a piciorului dintelui
ℎ𝑓𝑒1=(ℎ𝑎+𝑐−𝑥𝑟1)𝑚𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.53)
ℎ𝑓𝑒1=(1+0,20−0,45)∙6=4 𝑚𝑚
ℎ𝑓𝑒2=(ℎ𝑎+𝑐−𝑥𝑟2)𝑚𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.54)
ℎ𝑓𝑒2=(1+0,20+0,45)∙6=8 𝑚𝑚
 Înălțimea exterioară a dintelui
ℎ𝑒=ℎ𝑎𝑒1+ℎ𝑓𝑒1=ℎ𝑎𝑒2+ℎ𝑓𝑒2 [𝑚𝑚 ] (4.55)
ℎ𝑒=7 +4=11 𝑚𝑚
 Arcul de divizare exterior
𝑠𝑒1=(0,5𝜋+2𝑥𝑟1tg𝛼+𝑥𝑡1)𝑚𝑒 [𝑚𝑚 ] (4.56)

58
𝑠𝑒1=(0,5𝜋+2∙0,45∙0,363 +0,03)∙6=10 𝑚𝑚
𝑠𝑒2=𝜋𝑚𝑒−𝑠𝑒1 [𝑚𝑚 ] (4.57)
𝑠𝑒2=𝜋∙6−8=9 𝑚𝑚
 Unghiul piciorului dintelui
𝑡𝑔 𝜃𝑓1=ℎ𝑓𝑒1
𝑅𝑒 (4.58)
𝑡𝑔 𝜃𝑓1=4
58=0,068
𝜃𝑓1=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 0,068
⇒𝜃𝑓1=4°
𝑡𝑔 𝜃𝑓2=ℎ𝑓𝑒2
𝑅𝑒 (4.59)
𝑡𝑔 𝜃𝑓2=8
58=0,137
𝜃𝑓2=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 0,137
⇒𝜃𝑓2=8°
 Unghiul capului dintelui
𝜃𝑎1=𝜃𝑓2 (4.60)
𝜃𝑎1=8°
𝜃𝑎2=𝜃𝑓1 (4.61)
𝜃𝑎2=4°

59

 Unghiul conului de cap
𝛿𝑎1=𝛿1+𝜃𝑎1 (4.62)
𝛿𝑎1=35°+8°=43°
𝛿𝑎2=𝛿2+𝜃𝑎2 (4.63)
𝛿𝑎2=55° +4°=59°
 Unghiul conului de picior
𝛿𝑓1=𝛿1−𝜃𝑓1 (4.64)
𝛿𝑓1=35°−4°=31°
𝛿𝑓2=𝛿2−𝜃𝑓2 (4.65)
𝛿𝑓2=55° −8°=47°
 Diametrul de divizare exterior
𝑑𝑒1=𝑚𝑒𝑧1 [𝑚𝑚 ] (4.66)
𝑑𝑒1=6∙11=66 𝑚𝑚
𝑑𝑒2=𝑚𝑒𝑧2 [𝑚𝑚 ] (4.67)
𝑑𝑒2=6∙16=96 𝑚𝑚
 Diametrul cercului de cap exterior
𝑑𝑎𝑒1=𝑑𝑒1+2ℎ𝑎𝑒1cos𝛿1 [𝑚𝑚 ] (4.68)
𝑑𝑎𝑒1=66+2∙7∙0,819 =78 𝑚𝑚
𝑑𝑎𝑒2=𝑑𝑒2+2ℎ𝑎𝑒2cos𝛿2 [𝑚𝑚 ] (4.69)
𝑑𝑎𝑒2=96+2∙3∙0,573 =100 𝑚𝑚

60
 Înălțimea exterioară a conului de cap
𝐻𝑎𝑒1=𝑅𝑒cos𝛿1−ℎ𝑎𝑒1sin𝛿1 [𝑚𝑚 ] (4.70)
𝐻𝑎𝑒1=58∙0,819 −7∙0,573 =44 𝑚𝑚
𝐻𝑎𝑒2=𝑅𝑒cos𝛿2−ℎ𝑎𝑒2sin𝛿2 [𝑚𝑚 ] (4.71)
𝐻𝑎𝑒2=58∙0,573 −3∙0,819 =31 𝑚𝑚
 Înălțimea interioara a conului de cap
𝐻𝑎𝑖1=𝐻𝑎𝑒1−𝑏cos𝛿𝑎1 [𝑚𝑚 ] (4.72)
𝐻𝑎𝑖1=44−20∙0,819 =27 𝑚𝑚
𝐻𝑎𝑖2=𝐻𝑎𝑒2−𝑏cos𝛿𝑎2 [𝑚𝑚 ] (4.73)
𝐻𝑎𝑖2=31 −20∙0,573 =19 𝑚𝑚
 Distan ța de cap
𝐿𝑎𝑒1=3 𝑚𝑚
𝐿𝑎𝑒2=3 𝑚𝑚
 Distan ța de a șezare (montaj)
𝐿1=𝐻𝑎𝑒1+𝐿𝑎𝑒1 [𝑚𝑚 ] (4.74)
𝐿1=44+3=47 𝑚𝑚
𝐿2=𝐻𝑎𝑒2+𝐿𝑎𝑒2 [𝑚𝑚 ] (4.75)
𝐿2=31+3=34 𝑚𝑚

6. Dimensiuni nominale de control

61
 Coarda constantă exterioară
𝑠𝑐𝑒1=𝑠𝑒1cos2𝛼 [𝑚𝑚 ] (4.76)
𝑠𝑐𝑒1=10∙0,883 =9 𝑚𝑚
𝑠𝑐𝑒2=𝑠𝑒2cos2𝛼 [𝑚𝑚 ] (4.77)
𝑠𝑐𝑒2=9∙0,883 =8𝑚𝑚
 Înălțimea la coarda constantă
ℎ𝑐𝑒1=ℎ𝑎𝑒1−0,25𝑠𝑒1sin2𝛼 [𝑚𝑚 ] (4.78)
ℎ𝑐𝑒1=7−0,25∙10∙0,642 =6 𝑚𝑚
ℎ𝑐𝑒2=ℎ𝑎𝑒2−0,25𝑠𝑒2sin2𝛼 [𝑚𝑚 ] (4.79)
ℎ𝑐𝑒2=3−0,25∙9∙0,642 =1 𝑚𝑚
4.3.2 . Determinarea forțelor de angrenare
Dinții pinioanelor diferențialului sunt solicitați la forța tangențială care se determină cu relația [6]:
𝐹𝑡=𝑀𝑚𝑎𝑥 ∙𝑖𝑐𝑣1∙𝑖𝑖0∙𝜂𝑡
𝑛∙𝜆
1+𝜆 [𝑁] (4.80)
Unde:
– 𝑀𝑚𝑎𝑥 − momentul motor maxim ;
– 𝑖𝑐𝑣1 – este raportul de transmitere al primei trepte de viteză ;
– 𝑖𝑖0− raportul de transmitere al transmisiei principale ;
– 𝜂𝑡− este randamentul transmisiei ( 𝜂=0,92…0,94);
– 𝑛− numărul sateliților diferențialului ;
– 𝜆− coeficientul de blocare al diferențialului ;

62
𝐹𝑡=290 ∙5,00∙2,81∙0,94
4∙1,15
1+1,15=512 ,15 𝑁
𝐹𝑡=512 ,15 𝑁
Asupra danturii unui satelit pe lângă forța tangențială 𝐹𝑡 va mai acționa o forță axială și una radială date de relaț iile:
𝐹𝑎=𝐹𝑡∙𝑡𝑔𝛼 ∙𝑠𝑖𝑛𝛿 [𝑁] (4.81)
𝐹𝑟=𝐹𝑎=𝐹𝑡∙𝑡𝑔𝛼 ∙𝑠𝑖𝑛𝛿 [𝑁] (4.82)

Unde:
– 𝛼− este unghiul de angrenare
– 𝛿− semiunghiul conului de divizare al satelitului
𝐹𝑎=512 ,15∙𝑡𝑔20∙𝑠𝑖𝑛26,57=83,37 𝑁
𝐹𝑟=𝐹𝑎=512 ,15∙𝑡𝑔20∙𝑠𝑖𝑛26,57=83,27 𝑁
4.1.5 . Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor

a) Verificarea danturii la încovoiere
Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relația [6]:
𝜎𝑖=𝐹𝑡∙𝑘𝑐∙𝑘1∙𝑘𝑠∙𝑘𝑑
𝑏∙𝑦∙𝑝𝑛∙𝑘𝜀 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.83)
Unde:
– 𝐹𝑡− forța tangențială;

63
– 𝑘𝑐− coeficient care ține seama de concentrările de eforturi ce au loc la baza dintelui (𝑘𝑐=1,2…1,4 pentru dantură călită, 𝑘𝑐=
1,2 pentru dantură cementată);
Se adoptă 𝑘𝑐=1,2.
– 𝑘1− coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui ( 𝑘1=1,1…1,2 pentru pinion în consolă, 𝑘1=1,0…1,1 pentru pinion între
reazeme);
Se adoptă 𝑘1=1,15.
– 𝑘𝑠− coeficient dimensional (pentru 𝑚𝑛≤1,6 , 𝑘𝑠=0,5), altfel:
𝑘𝑠=√𝑚𝑒
25,4 (4.84)
𝑘𝑠=√5
25,4=0,48
– 𝑘𝑑− coeficient de încărcare dinamică ( 𝑘𝑑=1,25 pentru a utomobile normale, 𝑘𝑑=1,5 pentru automobile cu capacitate mare de
trecere);
Se adoptă 𝑘𝑑=1,5 pentru automobile cu capacitate mare de trecere.
– 𝑏− lățimea dintelui;
– 𝑦− coeficient de formă; se adoptă 𝑦=2,25
– 𝑝𝑛− pasul normal;
𝑝𝑛=𝜋∙𝑚𝑒 (4.85)
𝑝𝑛=𝜋∙6=18,84
– 𝑘𝜀− coeficient de acoperire;
𝑘𝜀=(0,8…0,9)∙𝜀 (4.86)

64
– 𝜀− gradul de acoperire;
𝜀=1,874 −1,318 ∙(1
𝑧1+1
𝑧2) (4.87)
𝜀=1,874 −1,318 ∙(1
11+1
16)=1,66
𝑘𝜀=0,8∙1,69=1,33
𝜎𝑖=512 ,15∙ 103∙1,2∙1,15∙0,48∙1,5
20∙2,25∙18,84∙1,33=451 ,29 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
𝜎𝑖=451 ,29 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Efortul unitar admisibil la încovoiere recomandat este 𝜎𝑖𝑎=2800 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2 rezultă că dantura rezistă la încovoiere.

b) Verificarea danturii la presiunea de contact
Presiunea de contact a roților conice se determină cu relația [6]:
𝑝=0,418 ∙√𝐹𝑡
𝑏′∙𝑐𝑜𝑠𝛼∙1
𝜌 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.88)
Unde:
– 𝑏′− lungimea dintelui;
𝑏′=𝑏
𝑐𝑜𝑠𝛽 (4.89)
𝑏′=20
𝑐𝑜𝑠0=20 𝑚𝑚
– 𝛼− unghiul de angrenare;

65
– 𝜌− raza de curbură redusă;
𝜌=(𝐿1−0,5∙𝑏)∙𝑖0∙𝑠𝑖𝑛𝛼
(𝑖02+1)∙𝑐𝑜𝑠𝛽 (4.90)
𝜌=(47−0,5∙20)∙2,81∙𝑠𝑖𝑛20
(2,812+1)∙𝑐𝑜𝑠0=4,25 𝑚𝑚
𝑝=0,418 ∙√512 ,15∙ 103
20∙𝑐𝑜𝑠20∙1
4,25=33,47 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
𝑝=33,47 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Presiunea de contact admisibilă este 𝑝𝑎=12000 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2 rezultă că dantura rezistă.
c) Verificarea danturii la oboseală
Efortul unitar la oboseală 𝜎𝑖𝑁 apare datorită solicitărilor la încov oiere repetată a danturii se determină cu relația [6]:
𝜎𝑖𝑁=𝜎𝑖𝑎∙𝑘𝑎
𝑘𝑡∙𝑐 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.91)
Unde:
– 𝜎𝑖𝑎− este efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării repetate a unei sarcini cu un număr de cicluri 𝑁=6∙106;
Se recomandă 𝜎𝑖𝑎=1350 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2 având o duritate a suprafeței flancurilor dinților 𝐻𝐵 >300 în cazul roților dințate supuse tratamentului
termic de îmbunătățire.
– 𝑘𝑎− coeficient de anduranță;
Se adoptă 𝑘𝑎=2
– 𝑘𝑡− coeficient de temperatură;
Se adoptă 𝑘𝑡≈1

66
– 𝑐− coeficient de siguranță (𝑐=1,1…1,15);
Se adoptă 𝑐=1,1
𝜎𝑖𝑁=1350 ∙2
1∙1,1=2970 𝑑𝑎𝑁/𝑐𝑚2
𝜎𝑖𝑁=2970 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Dantura rezistă la oboseală numai dacă efortul unitar la încovoiere determinat să fie mai mic sau egal cu efortul unitar la o boseală, adică
𝜎𝑖≤𝜎𝑖𝑁⟺ 1509 ,08 ≤2970 , rezultă că dantura rezistă la oboseală.
4.3.3. Calculul de rezistență pentru axul port satelit
Forța care solicită axul este dată de relația:
𝐹=𝑀𝑚𝑎𝑥 ∙𝑖𝑐𝑣1∙𝑖𝑖0∙𝜂𝑡
𝑁+𝜆
1+𝜆 [𝑁] (4.92)
Unde:
– 𝑀𝑚𝑎𝑥 − momentul motor maxim ;
– 𝑖𝑐𝑣1 – este raportul de transmitere al primei trepte de viteză ;
– 𝑖𝑖0− raportul de transmitere al transmisiei principale ;
– 𝜂𝑡− este randamentul transmisiei ( 𝜂=0,92…0,94);
– 𝑁− numărul sateliților diferențialului ;
– 𝜆− coefi cientul de blocare al diferențialului .
𝜆=1,15
𝐹=290 ∙5,00∙2,81∙0,94
4∙1,15
1+1,15=512 ,15 𝑁

67
𝐹=512 ,15 𝑁

1. Efortul unitar la forfecare
Verificarea axului port satelit la forfecare se determină cu relația [ 6]:
𝜏𝑓=4∙𝐹
𝜋∙𝑑2 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.93)
Unde:
– 𝑑− diametrul axului satelit;
𝑑=20 𝑚𝑚
𝜏𝑓=4∙512 ,15∙102
𝜋∙202=163 ,10 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
𝜏𝑓=163 ,10 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Efortul unit ar admisibil la forfecare este 𝜏𝑓𝑎=500 −1000 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2, rezultă că axul port satelit rezistă .
2. Presiunea specifică dintre butucul satelitului și ax
Presiunea specifică dintre butucul satelitului și ax este dată de relația [ 6]:
𝑝𝑠𝑏=𝐹
𝑑∙ℎ [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.94)
Unde:
– ℎ− lungimea butucului satelitului;
ℎ=25𝑚𝑚
𝑝𝑠𝑏=512 ,15∙102
20∙25=102 ,43 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2

68
𝑝𝑠𝑏=102 ,43 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Presiunea specifică admisibilă între butucul și axul sateliților este sub 𝑝𝑠𝑏𝑎=400 −800 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2,de unde rezultă că axul port satelit
rezistă la solicitări .

3. Presiunea specifică dintre axul sateliților și caseta diferențialului
Presiunea specifică dintre axul sateliților și caseta diferențialului se calculează cu relația [6]:
𝑝𝑠𝑐=𝐹
𝑑∙ℎ1 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.95)
Unde:
– ℎ1− lungimea butucului satelitului;
ℎ1=10 𝑚𝑚
𝑝𝑠𝑐=512 ,15∙102
20∙10=256 ,07 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
𝑝𝑠𝑐=256 ,07 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Presiunea specifică admisibilă în acest caz este sub valorile limită 𝑝𝑠𝑐𝑎=800 −1000 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2, de unde rezultă că axul port satelit
rezistă la presiune .
4. Presiunea specifică dintre satelit și caseta diferențialului
Presiunea specifică dintre satelit și caseta diferențialului se determină cu relația [6]:
𝑝𝑠=4∙𝐹𝑎′
𝜋∙(𝑑12−𝑑2) [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] (4.96)
Unde:

69
– 𝐹𝑎′− forța axială;
𝐹𝑎′=𝑀𝑚𝑎𝑥 ∙𝑖𝑐𝑣1∙𝑖𝑖0∙𝜂𝑡
𝑁∙𝑡𝑔𝛼 ∙𝑠𝑖𝑛𝛿 [𝑁] (4.97)
𝐹𝑎′=290 ∙5,00∙2,81∙0,94
4∙𝑡𝑔20∙𝑠𝑖𝑛35=200 𝑁
𝐹𝑎′=200 𝑁
– 𝑑1− contactul dintre satelit și caseta diferențialului ;
𝑑1=40 𝑚𝑚
𝑝𝑠=4∙200 ∙103
𝜋∙(402−202)=212 ,31 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
𝑝𝑠=212 ,31 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2
Presiunea specifică admisibilă în acest caz se încadrează sub valorile 𝑝𝑠𝑎=1000 −1200 𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2, de unde rezultă că axul port satelit
rezistă.

70
CAPITOLUL V – DIAGNOSTICAREA TRANSIMISIILOR ȘI A DIFERENȚIALELOR

Înaintea de a prezenta mai detaliat acest capitol este sugestiv să prezint câteva procente, pentru a sublinia câteva aspecte referitoare la
defecțiunile apărute la autovehicule, defecțiuni ce se află în strânsă legătură cu tema proiectului.
Conform unui studiu căderea organelor transmisiei este aleatorie: astfel din totalul căderilor 58% se datorează ambreiajul, fiind unul din
elementele intens solicitate atât termic, cât și mecanic, 15% cutiei de viteze, 14% transmisiei principale, diferențialului și arborii planetari, iar
ultimii 13% transmisiei cardanice.

71

Fig. 5.1 – Procentul defecțiunilor apărute la nivelul transmisiei.
5.1. Principalele defecte ale diferențialului
5.1.1. Cazuri normale de deteriorare
1. Diferențialul poate prezenta următoarele defecte
DEFECȚIUNI ÎN TRANSMISIE %
Transmisia cardanică
13%
Diferențial 14%
Cutia de viteză 15%

72
 Uzura excesivă sau deteriorarea danturii pinioanelor satelit sau pinioanelor planetare
– defectul se datorează uzurii excesive carcasei;
– deplasării îndelungate în condiții grele de teren;
– blocării sau reglării incorecte a frânelor roților din spate;
– folosirii la roțile din spate a unor anvelope cu uzuri sau mărimi diferite;
– nivel necorespunzător a lubrifiantului de ungere;
– remedierea se face numai la service de reparații.
 Ruperea axului sau a crucii sateliților:
– defectul s e datorează utilizării intensive a elementelor componente ale diferențialului în condiții speciale de exploatare (terenuri
grele);
 Arborii planetari pot prezenta defecțiuni:
– uzura excesivă a canelurilor;
– ruperea arborilor planetari;
– defectul se produce dat orită funcționarii îndelungate, supraîncărcării ale autovehiculului;
– remedierea se face la service de reparații.

2. Caseta diferențialului
 Defectele posibile ale casetei diferențialului sunt:
– diametrul locașurilor pentru crucea sateliților uzați, se recondiționează prin alezare la cota de reparație, folosindu -se o cruce
majorată;
– diametrul fusurilor pentru rulmenți uzați, se recondiționează prin încărcare cu sudură, strunjire și rectificare la cota nomi nală;
– filetul găurilor de prindere a semi carcase lor uzate, se recondiționează prin majorarea găurilor și rectificare;

73
– suprafața de sprijin a pinionului planetar uzată, se recondiționează prin
rectificare frontală, iar la montaj se utilizează o șaibă cu grosime majorată.
3. Crucea sateliților
 Defecțiuni po sibile ale crucii sateliților
 la crucea sateliților se pot uza sau deteriora fusurile.
 recondiționarea fusurilor se poate realiza după cum urmează: cromarea dură a fusurilor urmată de rectificarea la cota nominal ă sau
la cota treptei de reparație.
5.1.2. Modalități anormale de deteriorare
 Griparea sau deteriorarea rulmenților carcasei:
 defectul se produce datorită lipsei lubrifiantului de ungere;
 folosirea unui lubrifiant de ungere necorespunzător ;
 montarea incorectă a rulmenților;
 remedierea se face la service de reparații;
5.2. Parametri de diagnosticare generală
Parametrii de diagnosticare generală utilizați sunt:
 diagnosticarea în funcție de puterea pierdută prin frecări;
 diagnosticarea în funcție de zgomote și vibrații;
 diagnosticarea în funcție de jocul unghiular global;
 diagnosticarea în funcție de drumul parcurs liber;

74
5.2.1. Diagnosticarea în funcție de puterea pierdută prin frecări
Condiția necesară pentru această metodă: diagnosticarea să se realizeze pe standuri cu rulouri echipate, cu frâne electrice r eversibile, care
pot lucra atât ca motoare, cât și ca frâne.
Raportând puterea necesară pentru antrenarea p unții motoare la puterea nominală a motorului, se determină starea generală a transmisiei.
Este important de precizat faptul că, antrenarea rulourilor se face la aceeași turație la care s -a determinat puterea motorului.
5.2.2 Diagnosticarea în funcție de zgomote și vibrații
Ca urmare a proceselor de uzare și dereglărilor, apare creșterea jocurilor în transmisie. Acestea se manifestă deseori prin a pariția de
zgomote și vibrații.
Jocurile apar în:
 angrenaje;
 lagăre;
 îmbinări canelate;
 pârghii;
 alte elemente componente.
Zgomotele și vibrațiile se transmit carcaselor, și de acolo prin intermediul suporților elastici la șasiu și caroserie. Acest e zgomote și
vibrații se amplifică direct proporțional cu parcursul efect uat.
Metoda vibroacustică este considerată extrem de utilă, datorită faptului că, se poate realiza diagnosticarea unor subansamble , fără ca
acestea să fie demontate. Există și aici unii factori care pot influența rezultatele finale, aceștia fi ind: semnalele parazite, calitatea lubrifiantului,
zona în care sunt poziționați senzorii și așa mai departe. Frecvențele cu care aparatul trebuie să poată prelua și prelucra s emnalele trebuie să fie
cuprinse între: 5 și 20000Hz.

75
5.2.3. Diagnosticarea tra nsmisiei în funcție de jocul unghiular global
Pentru determinarea jocului unghiular prin această metodă autoturismul trebuie instalat pe un stand cu rulouri, să se frâneze roțile punții și
se determină jocul radial în transmisie principală cu u n dispozitiv pentru măsurarea jocului, fiind montat pe furca dinspre diferențial a crucii
cardanice. Valoarea admisibilă a jocului unghiular este 35ș -40ș, iar cea limită de 50ș -60ș care depinde de fiecare constructor.
Caracteristicile evidenți ate la această probă sunt: gradul de uzură și corectitudinea reglajelor componentelor transmisiei.
Această metodă constă în combaterea :
– imobilizării permanente ;
– defectării componentelor tran smisiei principale.

5.2.4. Diagnosticarea după drumu l parcurs liber
Această metodă poate fi folosită prin măsurarea distanței parcurse de automobil prin inerție. Respectarea anumitor cerințe pe parcursul
probei este obligatorie. Porțiunea de drum pe care se efectuează proba trebuie să fie orizontală, rectilinie, cu suprafața de rulare fără denivelări,
uscată și fără rezistență la aer suplimentară necesară .
Metoda oferă autenticitatea datelor relativ redusă, deoarece, datorită unor factori care indirect modifică starea tehnică a transmisiei.
Exemple de factori perturbatori pot fi: presiunea și starea pneurilor, condițiile de trafic, reglajele rulmenților roților, f recările din mecanism de
frânare, regimul termic al agr egatelor transmisiei, etc.

76
BIBLIOGRAFIE

1. Adalbert Antal, Dumitru Pop, ș.a. – Reductoare, Universitatea tehnică Cluj -Napoca, 1994;
2. Beleș H. – Tehnici și Echipamente de Diagnosticare a Autovehiculelor , Note de curs. Universitatea Oradea, 2015;
3. Blaga V. – Dinamica automobilelor, Editura Universității din Oradea, 2013 ;
4. Dragomir G. – Calculul și construcția autovehiculului, Note de curs. Universitatea Oradea, 2007;
5. Drăghici I. – Calculul și construcția cuplajelor cu fricțiune, Editura Didactică și Pedagogică , București, 1998;
6. Frățilă, Gh. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didacti că și Pedagogică București, 1977;
7. Gh. Rădulescu, Gh. Miloiu, N. Gheorghiu, ș.a. – Îndrumar de proiectare în construcția de mașini, Editura Tehnică, București, 1986 ;
8. Ion Crudu, I. Ștefănescu, ș.a. – Atlas reductoare cu roți dințate, Editura Didactică și Pedagogică, 1982 ;
9. Manea C., Stratulat M, – Fiabilitatea și diagnosticarea automobilelor , Editura Militară București, 1977;
10. Untaru M. ș.a. – Dinamica autovehiculelor pe roți, Editura Didactic ă și Pedagogică București, 1981;
11. Untaru, M., Frățilă, Gh., Poțincu, Gh. ș.a. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică București,1982;
12. https://www.cars -data.com/ro/bmw -320i-corporate -lease -edition -specs/73145