DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT-ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ PROIECT DE DIPLOMĂ CONDUCĂTOR… [307154]

[anonimizat]. univ. dr. ing. DRAGOMIR GEORGE

ABSOLVENT: [anonimizat]

2020

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR

PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ

Proiectarea cutiei de viteză pentru un autoturism echipat cu transmisie cu dublu ambreiaj și motor ce dezvoltă puterea maximă efectivă 81 kW la turația de 4150 rot/min și momentul maxim efectiv 235 Nm la turația de 1900 rot/min

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC

Conf. univ. dr. ing. DRAGOMIR GEORGE

ABSOLVENT: [anonimizat]

2020

1. Introducere

1.1 [anonimizat], clasificarea cutiilor de viteze

1.1.1 Rolul cutiei de viteze în funcționarea autovehiculului

Cutia de viteze este o componentă a transmisiei autovehiculelor și are următoarele roluri:

să realizeze modificarea forței de tracțiune în funcție de cum variază rezistențele la înaintare;

[anonimizat] a se inversa sensul de rotație al motorului;

[anonimizat], cu motorul în funcțiune;

[anonimizat];

Se știe că motoarele cu ardere internă cu piston prezintă particularitatea că puterea pe care o [anonimizat], însă bine determinate pentru fiecare caz în parte. [anonimizat]. În cazul unei asemenea funcționări momentul motor ar fi constant. [anonimizat], [anonimizat].

Necesitatea utilizării cutiei de viteze rezultă și din analiza bilanțului de puteri la roțile autovehiculului.

1.1.2 Condițiile impuse cutiilor de viteze pentru autovehicule

Condițiile pe care trebuie sa îndeplinească cutia de viteze sunt:

asigurarea celor mai bune calități dinamice și economice autovehiculului la o caracteristică exterioară dată a motorului;

o acționare simplă și comodă;

să fie silențioasă;

o construcție simplă;

un randament cât mai ridicat;

să asigure siguranță în timpul funcționării;

o fiabilitate cât mai ridicată;

greutate mică;

gabarit redus;

să fie ușor de întreținut.

Calitățile dinamice și economice ale autovehiculului depind de alegerea corectă a numarului de trepte și a rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze.

Creșterea numărului de trepte oferă posibilitatea motorului să lucreze în regimuri mai apropiate de cele optime ca putere si economicitate. [anonimizat], [anonimizat]. [anonimizat] de trepte, la majoritatea cutiilor de viteze crește și timpul în care are loc întreruperea fluxului de putere la roțile motoare, ceea ce duce la înrăutățirea calităților dinamice și economice.

Acționarea simplă și comodă are legătură cu schema constructivă a cutiei, cu modul de schimbare al treptelor și mai depinde și de construcția mecanismului de acționare.

Funcționarea silențioasă a cutiei depinde în principal de tipul roților dințate care se folosesc.

Fiabilitatea cât mai ridicată se asigură prin dimensionarea corectă a pieselor care compun cutia, prin alegerea materialului și a tratamentului termic corespunzător.

1.1.3 Clasificarea cutiilor de viteze

Cutiile de viteze utilizate la autovehicule se clasifică după modul de variație al raportului de transmitere și după modul de schimbare al treptelor de viteză.

După modul de variație al raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:

cutii de viteze cu trepte (cu etaje), la care variația raportului de transmitere este discontinuă;

cutii de viteze fără trepte (continue sau progresive), care asigura între anumite limite o variație continuă a raportului de transmitere;

cutii de viteze combinate, care reprezintă o asociere între o cutie de viteze progresivă și una în trepte.

Cutiile de viteze în trepte se clasifică în funcție de poziția axelor arborilor și după numărul treptelor pentru mersul înainte.

După poziția axelor arborilor, în timpul funcționării, cutiile de viteze în trepte pot fi:

cu axe fixe (simple), la care arborii au axa geometrică fixă;

planetare, la care axele arborilor execută o mișcare de revoluție în jurul unui ax central.

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

Cutiile de viteze fără trepte se clasifică după principiul de transformare a momentului în:

mecanice, de tipul cu fricțiune și cu impulsuri;

hidraulice, de tipul hidrodinamice sau hidrostatice;

electrice.

Cutiile de viteze combinate reprezintă în general o asociere între un hidrotransformator și o cutie de viteze în trepte, de obicei planetară.

După modul de schimbare a treptelor de viteză, cutiile de viteze pot fi:

cu acționare directă, la care schimbarea treptelor se face în general manual sau cu ajutorul unui servomecanism.;

cu acționare semiautomată, la care numărul de operații necesare la trecerea în treapta următoare se reduce (stabilirea treptei de viteză se face de către conducator, dar schimbarea se efectuează de către un servomecanism);

cu acționare automată, la care schimbarea treptelor se face în mod automat, în funcție de condițiile de mers, asigurând automobilului regimul optim de mișcare din punct de vedere al calităților dinamice sau economice. [1.1]

Nivelul tehnicii actuale în construcția cutiilor de viteze pentru autovehicule

2.1 Soluții tehnice pentru cutiile de viteze mecanice în trepte cu axe fixe

2.1.1 Cutia de viteze în trepte cu doi arbori

Figura nr. 2.1. Cutia de viteze cu doi arbori; Sursa:[3.1.]

Cutiile de viteze cu doi arbori sunt întâlnite deseori la autoturisme si autoutilitare cu gabarit mai redus. Cutiile de viteze cu doi arbori au în principal 5 sau 6 trepte de viteză.

Cei doi arbori ai cutiei sunt:

arborele primar ( sau de intrare) care are rol de susținere pentru roțile dințate conducatoare ale angrenajelor și primește mișcarea de la arborele motor prin intermediul ambreiajului;

arborele secundar (sau de ieșire) care, de asemenea, susține sau include roțile dințate și transmite mișcarea în mod direct sau indirect catre puntea motoare a autovehicului.

Caracteristicile acestui tip de cutie sunt:

intrarea si ieșirea este realizată la o anumită distanță, în aceeași parte, la soluția de organizare de tip totul față, când cutia de viteze, transmisia principală și diferențialul se află în același carter, sau în părți opuse la soluția clasică – motor dispus în față, punte motoare în spate – soluție utilizată la autoutilitare ușoare; [3.2] ;

Funcționare:

Figura nr. 2.2. Schema cinematică a cutiei de viteze cu doi arbori; Sursa:[3.3]

arbore primar

roată dințată-treapta I

roată dințată-treapta II

roată dințată-treapta III

roată dințată-treapta IV

roată dințată-treapta IV

mecanism de cuplare

roată dințată-treapta III

roată dințată-treapta II

mecanism de cuplare

roată dințată-treapta I

roată dințată-mers înapoi

roată dințată-mers înapoi

arbore secundar

roată dințată conică

Momentul este transmis de la ambreiajul autovehiculului la arborele 1, iar de aici, printr-o pereche de roți, către arborele secundar 14. Roata dințată conică 15 a arborelui secundar 14 se află în angrenare cu diferențialul. Cuplările vitezelor se fac prin mecanismele de cuplare 7 si 10, precum și prin roata dințată 11. Sursa[3.3];

2.1.2 Cutia de viteze în trepte cu trei arbori

Sunt utilizate la automobilele care funcționează după soluția de organizare „clasică”. Arborii sunt:

arborele primar (sau de intrare), acesta primește mișcarea de la arborele motor cu ajutorul ambreiajului; pe el este montat roata dințată a angrenajului permanent;

arborele intermediar;

arborele secundar (sau de ieșire), acesta are rol de susținere pentru roțile conduse ale angrenajelor treptelor și pune în mișcare puntea motoare.

Caracteristici:

intrarea și ieșirea se fac pe aceeași axă de simetrie și pot fi în aceeași parte (pentru soluția „totul față” )sau opuse;

există posibilitatea ca arborele primar și cel secundar să fie cuplați direct (priza directă) care oferă un randament maxim și un zgomot redus;

rapoartele de transmitere (în afara prizei directe) sunt obținute prin două angrenaje: angrenajul permanent și angrenajul pentru treapta respectivă. Prin aceasta se obține o gamă mai largă de valori pentru rapoartele de transmitere, dar randamentul scade;

sursa: [3.4.];

Funcționare:

Figura nr. 2.3. Cutia de viteze cu trei arbori

Schema generală; b) Schema cinematică; Sursa [3.5.]

Atunci când autovehiculul se află cu motorul în funcțiune, dar nu se află în mișcare, primul arbore transmite mișcarea la arborele intermediar, prin roțile 1 și 2, iar arborele secundar este liber, sau, cu alte cuvinte roțile dințate 5 și 7 nu se află în angrenare cu arborele intermediar și manșonul m nu se află cuplat. Astfel, cutia de viteze este în poziție neutră.

Restul treptelor de viteză se pot obține prin deplasarea roților 5-7 care se află pe arborele secundar, sau prin deplasarea manșonului m. În felul acesta mișcarea se transmite prin perechile de roți 3-4, 5-6 și 7-8, de la arborele intermediar, către cel secundar. Sursa: [3.5.]

Cutii de viteze în trepte cu ambreiaj dublu DCT

Figura nr. 2.4. Cutia de viteze cu trei arbori. Sursa:[3.6.]

Configurația acestei cutii cu ambreiaj dublu seamănă mai mult cu o cutie manuală decât cu o cutie automată hidraulică.

În engleză se traduce ca Dual Clutch Transmission sau DCT. DCT-urile utilizează roți dințate sincronizate, precum la o cutie manuală. Deosebirea față de cea manuală este că este echipată cu un sistem de presincronizare a treptelor și cu un ax care o conectează cu volantul motorului.

DCT-urile pot fi uscate sau umede. Cutiile de viteze în trepte cu ambreiaj dublu uscate sunt ca discurile obișnuite, iar cele umede se află într-o carcasă închisă ermetic în ulei pentru a schimba vitezele mai silențios.

DCT-urile sunt prevăzute cu arbore dublu. Arborele din interior ajută la schimbarea vitezelor pare, iar arborele din exterior coordonează vitezele impare. Fiecare arbore are ambreiajul propriul.

Acest tip de cutie seamănă cu cea manuală, dar este acționată și pusă în funcțiune prin sisteme electronice. Un computer utilizează pârghii pentru a selecta roțile dințate și treptele de viteză.

Când maneta cutiei se află în modul Drive, sistemul electronic selectează arborele exterior care cuplează treapta 1. Simultan, computerul preselectează a doua treaptă prin intermediul unui sincron.

Computerul sesizează creșterea turației, eliberează arborele din exterior și cuplează cel de-al doilea arbore primar.

Unele avantaje ale acestui tip de cutie sunt:

se folosește la motoarele mari și la mașinile puternice. BMW M3 este un exemplu.

vitezele se schimbă mai repede în comparație cu o cutie manuală pentru că viteza urmatoare este mereu preselectată de sistemul electronic. Sursa [3.6.]

2.2 Soluții tehnice pentru cutiile de viteze mecanice în trepte cu mecanisme planetare

Aranjamentul planetar Ravigneaux a fost folosit în multe sisteme automate de transmisie. Modelele ale transmisiei Borg Warner au fost folosite de numeroase mașini din Europa anilor ’60 -’70 și sunt prezentate în figura 2.4.

Figura nr. 2.5. Secțiunea tăiată a transmisiei Borg Warner. Sursa:[3.7.]

Figura 2.5 arată angrenajul planetar folosit în aceste transmisii. Numerele reprezintă numărul de dinți de pe angrenajele pentru modelul 35, iar cele încercuite reprezintă numerele pentru modelul 8. Figura 2.6 reprezintă o schemă a transmisiei.

Figura nr. 2.6. Angrenaj Ravigneaux utilizat de Borg Warner. Sursa:[3.7.]

Figura nr. 2.7 Schema de transmisie a modelelor 8 și 35 BW .Sursa:[3.7.]

Dispunerea ambreiajelor hidraulice și a frânelor din transmisie este dificil, dacă nu imposibil, de reprodus mecanic în modelul Meccano, astfel încât este nevoie de o schemă alternativă dacă toate elementele ambreiajului și frânei sunt accesibile extern.

O astfel de schemă a fost concepută într-o foaie de calcul cu date descriptive și diagrame de calcul al raportului de transmitere al cutiei de viteze, așa cum se arată în figura 2.8.

Figura nr. 2.8 Transmisie reprezentată schematic și tabele. Sursa:[3.7.]

Angrenajul Ravigneaux este definit ca un angrenaj epiciclic având două roți solare și perechi de roți dințate planetare aflate în angrenare, o roată planetară cu o singură roată solară, iar cealaltă cu platoul port-sateliți, așa cum se arată în diagramele, figurile 2.4, 2.5 și 2.6. Trenul primar fiind s1, p1, p2a și a, cu trenul secundar: s2 și p2b, p2a și p2b fiind fixate pe același ax.

Punctul de plecare evident a fost să ia în considerare care pinioane Meccano ar angrena între orificiile radiale adiacente și periferice ale unei roți de tip bucșă cu 8 găuri care acționează ca un suport pentru planetară.

Acest lucru s-a dovedit curând imposibil, așa că o roată cu 6 găuri a fost considerată ca element de suport.

După numeroase încercări și verificări ale rapoartelor de transmitere, s-a constatat că cele mai bune combinații au fost 19:19 și 22:15.

În teorie, combinația 22:15 nu este proiectată să angreneze împreună, deoarece pinionul cu 22 de dinți este proiectat pentru a angrena cu roata de 55 de dinți, o distanță între axe echivalentă cu 37 de dinți. Angrenajele Meccano standard sunt de 38DP (Diametral Pitch), astfel încât una sau ambele roți trebuie să fie profilate (non-standard) să angreneze în mod eficient la distanță de ½ ”. În mod similar, pinionul cu 15 dinți este proiectat pentru a angrena cu roata de 60 de dinți rezultând o distanță între axe echivalentă cu 37,5 dinți. Deci, una sau ambele sunt non-standard. În ciuda tuturor acestea, modelul 22:15 angrenează destul de bine împreună.

Această combinație a fost folosită ca angrenaj secundar într-un model Ravigneaux, cu 19 roți dințate ca angrenaj primar, prezentată în prim-plan în figura 2.8. Această cutie de viteze a fost dezvoltată într-un model prototip, prezentat în imaginea generală din figura 2.9.

Figura nr. 2.9 Prototip model Ravigneaux. Sursa:[3.7.]

Figura nr. 2.10 Vedere generală a prototipului cutiei de viteze Ravigneaux în treapta a 2-a cu principalele elemente. Sursa:[3.7.]

2.3 Soluții tehnice pentru cutiile de viteze mecanice cu raport de transmitere continuu CVT

Figura nr. 2.11 Cutia de viteze multitronic CVT.Sursa [3.8.]

Utilizarea cu eficiență maximă a performanțelor sursei energetice se poate realiza numai prin utilizarea unei cutii de viteze cu variație continuă a raportului de transmitere. Transmisiile cu variație continuă se mai numesc și CVT (Continuously Variable Transmission), fiind formate din mecanisme clasice de adaptare al fluxului de putere și din convertizoare mecanice de cuplu cu variație continuă a raportului de transmitere.

Figura nr. 2.11 Convertizoarele mecanice.Sursa [3.8.]

Convertizoarele mecanice folosite la o cutie cu variație continuă sunt sisteme în care transformarea energiei se realizează în cadrul aceleiași forme de energie.

Variatoarele sau convertizoarele care compun CVT utilizează principiul transmiterii fluxului de putere, printr-un element de legătură, între unitatea de intrare și unitatea de ieșire. Elementul de legătură este rigid sau flexibil și schimbă raportul de transmitere prin modificarea poziției față de unitatea de intrare și față de cea de ieșire. Cea mai răspândită soluție în producția de serie este cea a convertizoarelor cu fulii cu diametru variabil și element intermediar, flexibil, articulat sau continuu.

Printre avantajele acestei cutii, ar fi:

confortul oferit la conducere;

poate conlucra cu alte surse energetice, dacă vorbim de autovehiculele hibride.

Sursa [3.8.]

Funcționare:

Momentul motor este direcționat transmisiei fie printr-un ansamblu format dintr-un volant și un amortizor, fie printr-un volant cu dublă masă, în funcție de tipul motorului.

Exista o placă de ambreiaj umedă pentru mersul înainte și una pentru mers înapoi, ambele acționând ca ambreiaje de pornire.

Direcția de rotație pentru mersul înapoi este schimbată de către un mecanism de roți planetare.

Cuplul motor este transmis către variatoare printr-o treaptă de transmisie auxiliară de reducere , iar mai apoi transferată către unitatea finală.

Modulul de control al transmisiei, alături de unitatea de control electro-hidraulică formează un ansamblu care este dispus în carcasa cutiei.[3.9.]

Figura nr. 2.12 Cutia de viteze multitronic CVT de la Audi

Sursa[3.9.]

Parametrii constructivi ai autovehiculului proiectat.

3.1. Studiul modelelor similar de autovehicule cu cel din tema de proiect

Modelele similare cu cel din tema de proiect, în urma cercetărilor pe diferite site-uri sunt:

Volkswagen Golf IV

Audi A4

Skoda Octavia I

Opel Astra H

Seat Ibiza

Principalele caracteristici ale acestor autovehicule sunt prezentate în tabelul 3.1

Tab 3.1.

Tabelul 3.1. Modele similare de autovehicule cu modelul din tema de proiect

3.2 Adoptarea parametrilor constructivi ai autovehiculului

3.2.1. Parametrii dimensionali și masici

masa maximă autorizată: 1850 [kg];

sarcina utilă: 520 [kg];

ecartament față: Ef = 1513 [mm];

ecartament spate: Es=1494 [mm];

înălțimea autovehiculului: H = 1473 [mm];

ampatamentul: L=2515 [mm];

3.2.2. Parametrii funcționali ai motorului

tipul motorului: MAC

puterea efectivă: Pe= 81 [kW] (110 CP)

turația corespunzătoare puterii efective: ne= 4150 [rot/min];

momentul efectiv: Me=235 [Nm];

turația corespunzătoare momentului efectiv: nm= 1900 [rot/min];

3.2.2.1 Caracteristica externă

Deoarece sursa propulsiei autovehiculului este un motor cu ardere internă, parametrii funcționali ai acestuia trebuie corelați cu cei ai transmisiei pentru a obține performanțele dinamice optime de tracțiune și viteză.

Performanțele motorului sunt reprezentate prin caracteristica de turație exterioară. Acesta reprezintă variația momentului efectiv și a puterii efective a motorului în funcție de turație, la sarcină totală și în condiții de reglaje optime ale motorului. Sarcina totală este atunci când instalația de alimentare a motorului asigură debitul maxim de combustibil în cilindri și corespunde pozitiei maxime de acționare a pedalei de accelerație

Relațiile între puterea efectivă, momentul efectiv și turația arborelui cotit sunt:

Pe = kW; (3.1)

Mep= [ Nm]; (3.2)

Motorul cu ardere internă are două domenii de funcționare și anume:

– domeniul de funcționare stabilă corespunzător intervalului de turație nM – nP;

– domeniul de funcționare instabilă corespunzător intervalului de turație de turație nmin – nM.

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

Ce = ; (3.3)

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

Ca = ; (3.4)

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

Me=MP

Nm; (3.5)

unde 

Mp: momentul dezvoltat de motor la turația de putere maximă și se determină din relația:

MP= Nm; (3.6)

- coeficienți ale caror valori se pot calcula cu următoarele relații stabilite pe baze statistice. [1.1]

= ; (3.7)

=; (3.8)

 = ; (3.9)

Pentru determinarea caracteristicii exterioare se parcurg următorii pași:

se calculează valorile coeficienților  cu relațiile (3.7), (3.8), (3.9);

se dau pentru "n" aproximativ 15 valori succesive cuprinse între nmin și nmax cu un pas ales de la caz la caz. Valoarea turației nmin = 750 ….. 850 rot/min,

nmax se alege ținând cont de recomandările din Tab. 3.1 [1.1]

Tab. 3.2

Tab. 3.2 Valori orientative ale raportului nmax / nP

– pentru cele 15 valori ale lui "n" alese se calculează valorile corespunzătoare ale momentului motor Me și ale puterii efective Pe folosind relațiile (3.1) și (3.5), iar valorile obținute se vor nota în tabelul 3.3.

Tab 3.3

Tab 3.3 – Valorile parametrilor caracteristicii exterioare

Figura 3.1. Caracteristica exterioară a motorului autovehiculului

3.2.3. Parametrii transmisiei autovehiculului

tip ambreiaj: ambreiaj dublu;

tip cutie de viteză: automată;

transmisia principală: i0=3,38;

formula roților: 195/ 65 R15;

diferențial: diferențial limitat de alunecare;

3.2.4. Alegerea anvelopelor

Raza de rulare a roților se calculează cu relația:

rr=r0∙λ∙10-3 [m] (3.10)

Unde:

r0 – este raza liberă a roții;

λ este coeficientul de deformare a pneului;

λ = 0,940 …0,980 – pentru autoturisme;

λ = 0,945 …0,950 – pentru autocamioane , autobuze , etc.

Am adoptat: λ = 0,95.
Raza liberă a roții r0 va fi :

𝑟0 = ∙25,4 + 𝐵∙ [𝑚𝑚] (3.11)

Unde:

– 𝐷𝑗 − diametrul jantei exprimat în inch ( 1 inch = 25,4 [mm] );

– 𝐵 − balonajul anvelopei exprimat în mm;

– 𝐻/𝐵 − raportul dintre înălțimea secțiunii anvelopei și balonajul acesteia în procente.

𝑟0 = 15⁄2 ∙25.4 + 195 ∙ 65⁄100 = 317,25 𝑚𝑚;

rr=317,25∙0,95∙10-3=0,3 𝑚.

Calculul cutiei de viteze

4.1. Determinarea rapoartelor cutiei de viteze

4.1.1. Determinarea raportului de transmitere al ultimei trepte a cutiei de viteză

Determinarea raportului de transmitere al ultimei trepte a cutiei de viteze (notată în acest caz cu k) se realizează pe baza studiului bilanțului al puterii la roțile motoare ale autovehicului pentru cazul deplasării autovehicului pe drum orizontal, cu viteză constantă, cu motorul în funcțiune la sarcină totală și cutia de viteze cuplată în ultima treaptă.

Ecuația generală a bilanțului puterii la roțile motoare este:

PR = Prul + Pp + Pa + Pd [kW]; (4.1)

Unde:

PR – puterea la roată dezvoltată de motorul autovehiculului;

Prul – puterea necesară învingerii rezistenței la rulare a drumului;

Pp – puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei;

Pa – puterea necesară învingerii rezistenței aerului;

Pd – puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare (demarare).

La deplasarea autovehicului pe drum orizontal cu viteză constantă, puterea necesară

învingerii rezistenței la urcarea pantei, cât si puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare vor fi nule

În acest caz, ecuația bilanțului de puteri devine:

PR = Prul + Pa [kW]= 2,54+0,3=2,84 kW; (4.2)

unde :

Pr =Pe · t=18,71∙0,89= 16,65 kW; (4.3)

t – randamentul mecanic al transmisiei autovehicului;

m adoptat t=0,89; [1.1]

kW; (4.4)

unde :

Ga – greutatea totală a autovehiculului [daN];

Ga = Ma ∙g∙10-1 [daN] = 1850 daN;

g – accelerația gravitațională = 9,81 m/s2;

v – viteza autovehiculului [km/h];

f – coeficientul rezistenței la rulare;

Am adoptat f=0,016 [1.1];

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

Pa= [kW] =; (4.5)

unde:

A – aria seciunii transversale a autovehiculului;

A = H . Ef [m2]= 1,5∙1,4= 2,22 m2; (4.6)

H – înălțimea autovehiculului [m];

Ef – ecartamentul față al autovehiculului [m];

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

Am adoptat k=0,022 [1.1];

Tab 4.1

Tabelul 4.1 Valori orientative ale coeficientul rezistenței la rulare[1.1]

Tab 4.2

Tabelul 4.2 Valori orientative ale coeficientul rezistentei aerodinamice longitudinale [1.1]

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

V= 0.377∙ [km/h]= 0.377∙ =30,87 km/h; (4.7)

Conform studiului modelelor similare de autovehicule, pentru ultima treaptă a cutiei de viteze se adoptă valoarea raportului de transmitere icvk, astfel: icvk-e = 0,87, pentru cutiile cu doi arbori.

Utilizând valorile turațiilor și a puterilor efective din Tabelul 3.3, cu relațiile (4.2), (4.3), (4.4), (4.5), se vor calcula vitezele, puterile la roată, puterile necesare învingerii rezistenței la rulare, puterile necesare învingerii rezistenței aerului și sumele Prul+Pa.

Pentru fiecare valoare aleasă a raportului de transmitere al ultimei treapte al cutiei de viteze se va întocmi câte un tabel comform modelului de mai jos:

Tab.4.3

Tab.4.3 Parametrii bilanțului puterilor pentru icvk-a =0,87

Tab.4.4

Tab.4.4 Parametrii bilanțului puterilor pentru icvk-b =0,8

Tab.4.5

Tab.4.5 Parametrii bilanțului puterilor pentru icvk-c =0,75

Tab.4.6

Tab.4.6 Parametrii bilanțului puterilor pentru icvk-d =0,7

Cu ajutorul datelor din tabelele (4.3),(4.4),(4.5),(4.6) se trasează o diagramă de bilanț al puterilor, Fig. 4.1, cu ajutorul căreia se interpretează comparativ caracteristicile dinamice ale autovehiculelor, pentru cele patru cazuri considerate.

Figura 4.1. Bilanțul puterilor la roțile motoare ale autovehiculului

Autovehiculul trebuie să atingă viteza maximă impusă prin tema de proiect, fără a se depăși turația maximă a motorului și de asemenea să rămână o rezervă de putere suficientă pentru demaraj, sau urcarea unor pante, fără a trebui să se facă trecerea într-o treaptă inferioară.

După analiza de mai sus, am ales valoarea lui icvk cea mai convenabilă pentru a îndeplini condițiile date.

Astfel, se adoptă: icvk = 0,87.

4.1.2. Determinarea raportului de transmitere al treptei I-a

Calculul rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze se compune din următoarele etape :

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

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

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

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

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

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

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

icv1= 0.377∙ =0.377∙ ; (4.8)

unde:

nM – turatia corespunzătoare momentului maxim al motorului;

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

vcr1 = [ km/h] = km/h; (4.9)

unde:

PM – Puterea la roata corespunzatoare turatiei de moment maxim;

ψmax – rezistența specifică a căii de rulare corespunzătoare pantei maxime;

ψmax = f ∙cospmax + sinpmax= 0,016 ∙cos° + sin°=0,34; (4.10)

Pentru autovehiculele cu o singură punte motoare pmax = 17o…19o[1.1]

4.1.3. Determinarea rapoartelor de transmitere pentru treptele intermediare

Pentru determinarea numărului de trepte al cutiei de viteze se pornește de la faptul că performanțele maxime de deplasare ale autovehiculului se obțin atunci când motorul funcționează pe caracteristica exterioară în zona de stabilitate, respectiv în intervalul de turații (nM, nP). Pentru a îndeplini această condiție, conducătorul auto va trebui să efectueze schimbarea treptelor de viteze astfel:

trecerea într-o treaptă inferioară se va face atunci când turația motorului ajunge la o turație nI puțin mai mare decât turația corespunzătoare momentului maxim nM. (nM ≤ nI).În acest caz, dacă viteza autovehiculului nu s-a modificat în perioada cât motorul a fost decuplat de transmisie pentru efectuarea manevrelor de schimbare a treptei, la recuplarea ambreiajului turația motorului va fi apropiată de nP .

trecerea într-o treaptă superioară se va face atunci când turația motorului ajunge la o turație nII . În funcție de tipul motorului, turația nII va fi puțin mai mică decât turația corespunzătoare puterii maxime nP (nP ≤ nII) în cazul în care motorul este MAS, sau nII ≤ nP în cazul în care motorul este MAC cu regulator de turație. În acest caz, dacă viteza autovehiculului nu s-a modificat în perioada cât motorul a fost decuplat de transmisie pentru efectuarea manevrelor de schimbare a treptei, la recuplarea ambreiajului turația motorului va trebui sa fie egală cu nI.

Teoretic, dacă schimbarea treptelor de viteze s-ar face instantaneu și fără decuplarea motorului, valorile rapoartelor de transmitere sunt ordonate într-o progresie geometrică cu rația egală cu raportul dintre tutațiile nII și nI .

r = = ; (4.11)

unde:

r – rația progresiei geometrice de etajare a treptelor de viteză.

Cunoscând raportul de transmitere al treptei I-a = icv1, și rația progresiei geometrice, se calculează rapoartele de transmitere teoretice ale treptelor intermediare ale cutiei de viteză astfel:

icv2 = icv1/r,

icv3 = icv2/r,

icv4 = icv3/r,

icvk = icvk-1/r; (4.12)

Valoarea icvk calculată asfel trebuie să fie aproximativ egală și mai mică decât cea adoptată în relația anterioară:

icv1=3,58;

icv2=2,2;

icv3=1,4;

icv4=0,87.

4.1.3.1 Verificarea etajării treptelor cutiei de viteze și definitivarea rapoartelor de transmitere teoretice

Rapoartele de transmitere ale treptelor intermediare, obținute cu relațiile 2.16, sunt determinate în ipoteza schimbării instantanee a etajelor cutiei de viteză. În realitate, datorită frecărilor interne din transmisia autovehiculului și a rezistențelor la înaintare, în perioada decuplării motorului de transmisie viteza autovehicului se micșorează. Pierderea de viteză este cu atât mai mare cât durata trecerii de la un etaj la altul este mai mare și cu cât viteza de deplasare este mai mare.

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

Studiul acoperirilor la schimbarea etajelor se realizează cu ajutorul Diagramei ferăstrău. Aceasta reprezintă variația vitezelor autovehiculului în funcție de turația motorului, pentru toate treaptele de viteză, Fig. 4.2.

Pentru construcția ”Diagramei ferăstrău” se completează în prealabil un tabel care va conține vitezele autovehiculului în funcție de turația motorului pentru fiecare treaptă, conform tabelului 4.7.

Tab.4.7

Tab.4.7 Variația vitezelor autovehiculului în funcție de turația motorului

Fig. 4.2– Diagrama ferăstrău cu acoperiri pozitive la schimbarea etajelor

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

Studiul etajării treptelor cutiei de viteze se va realiza și cu ajutorul ”Caracteristicii de tracțiune a autovehiculului”. În acest scop se vor calcula valorile vitezei de deplasare cu relația 4.7 și valoarea forței de tracțiune la roțile motoare în funcție de viteza autovehiculului utilizând relația:

FR = [N]; (4.13)

4.1.4 Caracteristica de tracțiune a autovehiculului proiectat

FR = N;

Valorile momentului efectiv Me vor fi cele utilizate în Tabelul 4.8, iar rezultatele obținute se centralizează într-un tabel conform modelului de mai jos.

Tab. 4.8

Tabelul 4.8Viteza de tracțiune pentru fiecare treaptă de viteză

Pe baza datelor din Tabelul 4.8 am construit caracteristica de tracțiune, reprezentată în figura 4.3.

Fig. 4.3 – Caracteristica de tracțiune a autovehiculului

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

4.2. Schema de organizare a cutiei de viteze

4.2.1. Adoptarea tipului schemei de organizare

Schema de organizare a cutiei de viteze este o schemă în care sunt reprezentați arborii, roțile dințate, mecanismele de cuplare a treptelor, lagărele și carcasa cutiei de viteze. Schema mai conține cotele care indică distanțele dintre roțile dințate, jocurile axiale, lățimile roților, mecanismelor de cuplare și a lagărelor, eventual a altor elemente necesare pentru determinarea dimensiunilor de gabarit ale cutiei de viteză.

În funcție de categoria automobilului pentru care se proiectează cutia de viteze și de numărul de trepte ale acesteia, se adoptă pentru fiecare treaptă soluția tehnică a mecanismului de cuplare (roți dinte cu deplasare axială, cu mufe de cuplare, sau cu sincronizatoare)

În prezent, la autocamioane și autobuze sunt răspândite cutiile de viteze care utilizează pentru treptele inferioare soluția cu roți dințate cu deplasare axială care au dantură dreaptă, sau cu roți dințate angrenate permanent care au dantură înclinată. Pentru treptele superioare din cutiile de viteză ale autocamioanelor și autobuzelor se utilizează soluția tehnică cu roți dințate angrenate permanent care au dantură înclinată. Această soluție se utilizează pentru toate treptele cutiilor de viteză ale autoturismelor. Mecanismele de cuplare pot fi cu mufe de cuplare, sau cu sincronizoare, adoptarea făcându-se pe baza studiului tehnicii actuale în acest domeniu.

Pentru treapta de mers înapoi proiectarea va consta numai în adoptarea raportului de transmitetre icvMI într-un interval delimitat de valorile icvI și icvII, stabilirea modului de amplasare a arborelui, a roților și tipul mecanismului de cuplare.

Figura. 4.4 Schema de organizare ale cutiei de viteze cu 2 arbori DSG

Pe baza studiului schemei de organizare a cutiei de viteze și a recomandărilor din literatura de specialitate, se adoptă următoarele dimensiuni pentru componentele cutiei de viteze proiectate:

– lățimea roților dințate b1-2 b3-4…. bi-k,

– lățimea sincronizatoarelor ls,

– lățimea lagărelor (rulmenților) B,

– distanțele/jocul dintre roțile dințate/carcasă/mecanism de culpare jk.

Tabelul 4.9 Dimensiuni orientative pentru elementele cutiei de viteză

4.2.2. Determinarea lungimii arborilor cutiei de viteze și a distanțelor dintre roțile dințate

Am adoptat:

B=17 [mm];

j=4,5[mm];

b=20 [mm];

ls=38[mm];

Relațiile orientative pentru calculul elementelor necesare la definitivarea schemei de

organizare, conform notațiilor din Fig 3.1., sunt:

– l1= [mm]; (4.14)

l2= [mm]; (4.15)

l3= [mm]; (4.16)

l4=mm]; (4.17)

l5= [mm]; (4.18)

l6= [mm] ; (4.19)

Distanța dintre lagărele arborelui cutiei de viteze L va fi :

L= l1+ l2+ l3+ l4+ l5+ l6 [mm]= 50+50+22+40,5+24,5+17,5= 204,5 mm; (4.20)

l1=50 mm;

l2=50 mm;

l3=22 mm;

l4=40,5 mm;

l5=24,5 mm;

l6= 17,5 mm;

La întocmirea schemei de organizare a cutiei de viteză se va urmări ca să se obțină o distanță cât mai mică între lagărele ce susțin arborii acesteia.

Condițiile pe care trebuie să le îndeplinească angrenajele cutiilor de viteze ale autovehiculelor sunt:

capacitate portantă ridicată;

eliminarea interferențelor în timpul prelucrării dinților sau al angrenării

zgomot redus. Aceasta se poate obține prin micșorarea șocului la intrarea în contact a dinților, mărirea gradului de acoperire sau creșterea unghiului de înclinare al danturii;

4.2.3 Determinarea distanței dintre axe și a modulului roților

Distanța dintre axele arborilor cutiei de viteze C se determină estimativ, conform [Untaru-Fratilă], cu relația:

pentru autoturisme si autoutilitare < 3,5 to C= 26 [mm]; (4.21)

Unde: Me- momentul motor maxim, în daN∙m

C= 26 [mm]=26∙= 74,47mm;

Am adoptat C=85 mm.

Distanța C se va definitiva la calculul danturii roților dințate.

La determinarea numărului de dinți ai roților se va urmări obținerea pe cât posibil valorilor rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteze, ținând cont de faptul că roțile dințate au un număr întreg de dinți.

Pentru a proiecta o cutie de viteze cât mai compactă, se va alege pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici, numărul de dinți apropiat de numărul minim admisibil.

Numărul minim de dinți se determină conform [1.2] cu relația:

zmin = 2∙ f0∙ cos0 / sin20; (4.22)

unde: f0 – coeficientul de înălțime al capului dintelui are valoare standardizată. Se va considera f0=1 in cazul roților dințate solicitate în condiții normale .

0 – unghiul de angrenare. Se va considera 0 = 200;

0 – unghiul de înclinare al dintilor.

– pentru autoturisme și autoutiltare ușoare 0 = 250…….450. Adopt 0= 350.

zmin = 2∙ 1∙ cos° / sin2°dinți.

Modulul danturii roților dințate din cutia de viteze se determină în funcție diametrul pitch DP cu relația:

m = 25,4 / DP ; (4.23)

m = 25,4/12 = 2,11;

Adopt din STAS mSTAS=2,25;

Valoarea diametrului pitch DP, se alege în funcție de tipul automobilului și de momentului maxim ce trebuie transmis, utilizând tabelul 4.10 [1.1].

Tab. 4.10

Tabelul 4.10 Recomandări pentru alegerea diametrului pitch

Modulele roților dințate au valori standardizate. Pe baza valorii calculate anterior se alege din STAS valoarea cea mai apropiată de aceasta.

Tab. 4.11

Tabelul 4.11 Gama modulelor [mm] extras din STAS 882 – 82

4.3 Calculul roțior dințate ale cutiei de viteze

4.3.1 Calculul numărului de dinți

4.3.1.1 Numărul de dinți pentru treapta I

Se scriu relațiile:

icv1 = z2 / z1 ; (4.24)

Am adoptat valoarea minimă pentru -2 egală cu cea utilizată în relația (4.22) și anume 

Rezultă:

dinți. (4.25)

Am adoptat z1=15 dinți.

z2 = icv1 ∙z11= 3,58 ∙15=53,7 dinți. Am adoptat z2=54 dinți. (4.26)

Cu valorile numerelor de dinți z1, z2 se recalculează valoarea raportului de transmitere corectat al treptei I-a.

icv1 = z2 / z1=54/15=3,6.

Se recalculează valoarea finală a unghiului de înclinare a danturii roții astfel încat prin angrenare să se obțină distanța dintre axe impusă inițial.

1-2 = arccos (m*( z1 + z2)/(2∙C))= arccos (2,25∙( 15 + 54)/(2∙85))= 24,04°. Am adoptat 1-2=30°. (4.27)

Am recalculat valoarea finală a distanței axiale:

; (4.28)

4.3.1.2 Numărul de dinți pentru treapta II-a

icv2 = z4 / z3; (4.29)

Am adoptat valoarea minimă pentru  egală cu cea utilizata in relația (4.27).

Calculul se face similar ca treapta 1 astfel:

dinți. Am adoptat

=22 dinți. (4.30)

z4 = icv2 ∙z3 = 2,2 ∙22=48,4 dinți. Am adoptat z4=49 dinți. (4.31)

Cu valorile numerelor de dinti z1, z2 se recalculează valoarea raportului de transmitere corectat al treptei II-a.

icv2 = z4 / z3=49/22= 2,22. (4.32)

Se recalculează valoarea finală a unghiului de înclinare a danturii roții astfel încat prin angrenare să se obțină distanța dintre axe impusă inițial.

3-4 = arccos (m∙( z3 + z4)/(2∙C)) = arccos (2,25∙( 22 + 49)/(2∙89,63)) = 26,98°; (4.33)

4.3.1.3 Numărul de dinți pentru treapta III-a

icv3 = z6 / z5; (4.34)

Am adoptat valoarea minimă pentru  egală cu cea utilizata in relația (4.27).

dinți. Am adoptat

=29 dinți. (4.35)

z6 = icv3 ∙z5 = 1,4 ∙29=40,6 dinți. Am adoptat z6=41 dinți. (4.36)

Cu valorile numerelor de dinți z5, z6 se recalculează valoarea raportului de transmitere corectat al treptei II-a.

icv3 = z5 / z6=41/29= 1,41. (4.37)

Se recalculează valoarea finală a unghiului de înclinare a danturii roții astfel încât prin angrenare să se obțină distanța dintre axe impusă inițial.

5-6 = arccos (m∙( z5 + z6)/(2∙C)) = arccos (2,25∙( 29 + 41)/(2∙89,63)) = 28,52°; (4.38)

4.3.1.4 Numărul de dinți pentru treapta IV-a

icv4 = z8 / z7; (4.39)

Am adoptat valoarea minimă pentru  egală cu cea utilizata in relația: (4.27).

dinți. Am adoptat

=37 dinți. (4.40)

z8 = icv4 ∙z7 = 0,87 ∙37=32,19 dinți. Am adoptat z8=33 dinți. (4.41)

Cu valorile numerelor de dinti z7, z8 se recalculează valoarea raportului de transmitere corectat al treptei IV-a.

icv4 = z8 / z7=33/37= 0,89. (4.42)

Se recalculează valoarea finală a unghiului de înclinare a danturii roții astfel încat prin angrenare să se obțină distanța dintre axe impusă inițial.

7-8 = arccos (m∙( z7 + z8)/(2∙C)) = arccos (2,25∙( 33 + 37)/(2∙89,63)) = 28,52°; (4.43)

4.3.2. Calculul de rezistență al roților dințate ale cutiei de viteze

4.3.2.1 Calculul danturii roților la solicitarea de încovoiere

Calculul danturii la încovoiere. Pentru calculul danturii la încovoiere, există mai multe metode studiate la cursurile de Organe de mașini.

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

În cazul roții dințate nr 1 :

Solicitarea la încovoiere în secțiunea periculoasă a dintelui se determină cu relația: [1.1]

(4.44)

;

unde:

forța tangențială din angrenaj, care acționează asupra dintelui;

Ft = 2∙103∙Mc2/(m∙z1) [N]= 2∙103∙841,3/(2,25∙15)= 49854,81 N; (4.45)

Unde:- Mc2 – momentul de calcul redus la roata dințată 1

În calculul la solicitări nominale:

Mc2 = Mmax∙ia=235∙3,58= 841,3 Nm; (4.46)

ia – raportul de transmitere dintre motor și angrenajul care se verifică. Pentru roata 1, ia=z2/z1= 3,58.

b – lățimea danturii roții dințate nr 1;

b =∙p = 2∙7,06= 14,12 mm (4.47)

unde:  = 1,4…2,3 pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze;

Am adoptat  = 2;

p – pasul normal al roții dințate nr 1;

p= ∙m= ∙2,25=7,06; (4.48)

y – coeficient care ține seama de forma și numărul dinților [1.1]

y = 0,172 – 0,15/ze1 + 4,5/ze12=0,172-0,15/23,09+4,5/23,09 =0,36; (4.49)

ze1 – număr de dinți ai roții de înlocuire (număr aparent de dinți)

ze1 = z1 / cos31-2= 15 / cos3° (4.50)

– coeficient care ține seama de caracterul dinamic al solicitării;

[1.1] (4.51)

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

a = 12 pt. clasa I, a = 9 pt. clasa II, a = 6 pt. clasa III, [1.1]. Adopt a=12;

v – viteza periferică a roții pe cercul de divizare în [m/s] . Se determină la turația de moment maxim a motorului nM.

v = (z1/z2) ∙∙d1∙nM/60/1000 [m/s]; (4.52)

v = (15/54) ∙∙38,97∙1900/60/1000= 1,07 m/s;

d1 – diametrul de divizare a roții 1;

d1= z1∙m/cos1-2=15∙2,25/cos 30°=38,97 mm; (4.53)

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

[1.1] (4.54)

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

Am considerat = m/2=2,25/2= 1,12; (4.55)

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

=0,32,25=0,7 mm; (4.56)

– coeficient care ține seama de gradul de acoperire.

(4.57)

t – determinat cu relația (4.44) trebuie sa fie mai mic decât efortul unitar admisibil la încovoiere a dinților at . În cazul roților cu dantură înclinată: pentru autoturisme [1.1]:

Pentru solicitări dinamice calculul este similar cu excepția faptului că valoarea momentului de calcul se determină cu relația [1.1]:

Mc1 = cd*Mmax* ia=2∙235∙3,58=1682,6 Nm; (4.58)

unde: cd – coeficient dinamic, care ține seama de sarcinile dinamice maxime ce apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat. [1.1],

pentru autoturisme cd = 1,5 … 2.0;

pentru autocamioane și autobuze obișnuite cd = 2,0 … 2.5;

pentru automobile speciale cd = 2,5 … 3,0;

Am adoptat cd=2.

În acest caz t – determinat cu relația (4.44) trebuie să fie mai mic decât efortul unitar admisibil la limita de curgere al materialului roților dințate la încovoiere a dinților c.

4.3.2.2 Calculul danturii rotilor la presiunea de contact

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

Determinarea presiunii de contact se face cu relația [1.1]:

[N/mm2]; (4.59)

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

= 20o ungiul de angrenare;

1 si2 – razele de curbură ale dinților roților 1 și 2 aflate în angrenare;

pentru roțile cu dinți înclinați:

(4.60)

rd1 , rd2 – razele cercurilor de divizare ale roților 1, respectiv 2;

(4.61)

Tabelul 4.12

Tabelul 4.12 Eforturile unitare admisibile de contact

4.4. Calculul arborilor cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitați la încovoiere și răsucire. Acestea produc deformații elastice de încovoiere și răsucire. Dacă deformațiile depășesc limitele admisibile se produce angrenarea necorespunzătoare prin modificarea legilor angrenării și scăderea gradului de acoperire. Din acest motiv dimensionarea arborilor cutiei de viteze se face după considerente de rigiditate și nu de rezistență sau a oboselii materialului.

Calculul arborilor cutiei de viteze cuprind: determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacțiunilor din lagăre, calculul momentelor încovoietoare și de torsiune, determinarea diametrului și verificarea la rigiditate.

4.4.1.1. Determinarea fortelor din angrenajele cutiei de viteze

Încărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forțele din angrenajele roților dințate. În fiecare angrenaj acționează o forță tangențială , una radială , și una axială . Aceste forțe dau naștere la reacțiuni corespunzătoare în lagărele arborilor.

(4.62)

; (4.63)

în care:

ia – raportul de transmitere dintre motor și angrenajul care se verifică;

raza cercului de divizare al roții;

unghiul de angrenare (=20o);

 – unghiul de înclinare a danturii.

La stabilirea reacțiunilor se consideră arborele în echilibru static sub acțiunea forțelor Ft, Fa și Fr. Sensul forței axiale depinde de unghiul de înclinare a danturii.

Rezultatele obținute la determinarea schemei de încarcare a arborelui sunt centralizate în tabelele de mai jos:

Tabelul 4.13

Tabelul 4.14

4.4.2. Determinarea reacțiunilor din lagărele cutiei de viteze

La schimbarea treptelor de viteză se modifică atât forțele cât și poziția roților active în raport cu reazemele, se schimbă și reacțiunile în lagăre, ceea ce impune ca determinarea lor să se facă pentru fiecare treaptă de viteză.

Deoarece solicitarile de încovoiere și torsiune pentru cei doi arbori primari sunt mai reduse comparativ cu arborele secundar, dimensiunile acestora s-au adoptat constructiv.

Figura 4.5. Schema de încărcare a arborelui primar al cutiei de viteze cu 2 arbori

Fiind cunoscute dimensiunile geometrice ale cutiei de viteze se pot calcula reacțiunile din lagărele arborelui primar, astfel [1.1.]:

reacțiunea în plan orizontal din lagărul A;

; (4.64)

reacțiunea în plan orizontal din lagărul B;

; (4.65)

reacțiunea în plan vertical din lagărul A;

; (4.66)

reacțiunea în plan vertical din lagărul B;

; (4.67)

reacțiunea produsă de forța axială în lagărul B;

RBA=Fak; (4.68)

Reacțiunile totale din lagăre:

reacțiunea totală din lagărul A;

; (4.69)

reactiunea totala din lagarul B;

; (4.70)

Tabelul 4.15

Tabelul nr. 4.17 Calculul reacțiunilor din lagărele arborelui primar

Arborele secundar este solicitat de forțele care apar în angrenajul cu arborele primar și de forțele din transmisia principală. Schema de încărcare a arborelui se prezintă în figura 4.6.

Figura 4.6. Schema de încărcare a arborelui secundar al cutiei de viteze cu 2 arbori

Reacțiunile din lagărele arborelui secundar se calculează astfel:

reacțiunile în plan orizontal din lagărele C și D :

; (4.71)

; (4.72)

reacțiunile în plan vertical din lagărele C și D:

; (4.73)

; (4.74)

reacțiunea produsă de forța axială în lagărul intermediar;

RDA=Fa0-F*ak; (4.75)

reacțiunea totală din lagărul C;

(4.76)

reacțiunea totală din lagărul D;

= (4.77)

Tabelul 4.16

Tabelul nr. 4.16 Calculul reacțiunilor din lagărele arborelui secundar

4.4.3. Alegerea materialului pentru arbori

Alegerea materialului se va face în funcție de felul solicitării arborilor, precum și funcție de natura acestor solicitări.

Pentru solicitări ușoare și medii se recomandă oțelurile carbon obișnuite, mărcile: OL50 sau OL60 (STAS 500/2-80). Pentru solicitări medii cu cerințe de durabilitate pentru fusuri se recomandă oțelurile carbon de calitate cu tratament de îmbunătățire, mărcile: OLC35, OLC45, OLC60 (STAS 880-80). Pentru arbori cu solicitări importante sau când se impun restricții deosebite de gabarit și greutate se recomandă oțelurile aliate de îmbunătățire, mărcile: 33MoCr11, 41MoCr11 sau 41CrNi12 (STAS 791-80). În cazul în care se impun condiții de duritate ridicată fusurilor, arborii se vor executa din oțeluri carbon de cementare, mărcile: OLC10, OLC 15 (STAS 880-80), sau oțelurile aliate de cementare, mărcile: 18MnCr10, 18MoCrNi13 (STAS 791-80).

Tabelul 4.17 [2.1]

Determinarea preliminară a diametrului arborelui se face pe baza unui calcul simplificat, considerând numai solicitarea la răsucire produsă de momentul Mt.

; (4.78) ;

în care:

Mti = Fti*rdi ; [1.3.] (4.79)

Mti = 42066,07∙19,48 = 819447,04 ;

Valoarea adoptată pentru τat(0) =(20…25) MPa, ține seama de solicitarea suplimentară la încovoiere a arborelui. Diametrul astfel obținut reprezintă diametrul minim al capătului de arbore pentru arborele de intrare sau de ieșire, de la care se pornește la stabilirea celorlalte dimensiuni.

4.4.3 Alegerea rulmenților cutiei de viteze

Rulmenții pe care îi vom folosi sunt de tipul radial-axiali cu role conice care preiau sarcini radiale și axiale, într-un singur sens, acționează simultan și au valori mai mari decât la rulmenții radial-axiali cu bile pe un rând. Se montează perechi, în X sau în O, în același lagăr sau în lagăre diferite.

Acești rulmenți se folosesc la reductoare, cutii de viteze, transmisii centrale, diferențiale și roți ale autovehiculelor. Se execută și rulmenți radial-axiali cu role conice cu două rânduri sau cu patru rânduri de role. Montajul cu rulmenți trebuie să realizeze fixarea radială și axială, în ambele sensuri, a arborelui, fără să se introducă forțe suplimentare în rulmenți, atunci când arborele se dilată termic și/sau se încovoaie sub acțiunea forțelor exterioare.

Conform modelelor standardizate se adoptă rulmenți radiali cu role conice pe un rând cu următoarele caracteristici:

D=54,9 mm;

d=26 mm;

B=18 mm.

D=50,05 mm;

d=20 mm;

B=18 mm.

5 Modelarea 3D a: Arborelui principal

În figura 5.1, am modelat 3D roțile dințate, arborii și coroana diferențialului.

Figura nr. 5.1 a.

Figura nr. 5.1 b.

Figura nr. 5.1. Principalele componente ale cutiei de viteze

Arborele primar pentru treptele de viteză II și IV este piesa a cărei modelare 3D am ales sa o explic în cele ce urmează.

Figura nr. 5.2. Cei doi arbori primari ai cutei de viteze.

Pentru partea de modelare 3D a arborelui primar al cutiei de viteze, am folosit programul Solid Edge, studiat în cadrul facultății de I.M.T.

Solid Edge, precum toate programele de proiectare 3D, dispune de comenzi de modelare și asamblare ale 3D ale diverselor piese, în meniul Assembly Features și Assembly Comands, din partea stângă a ferestrei.

În prima fază, am deschis comanda pentru generarea arborilor. Această comandă se numește ”Shafts” și se află in meniul ”Engineering Reference”

Figura nr. 5.3. Comanda Shafts

Apoi, am dat dublu click pe comandă și s-a deschis un meniu în care am început să modelez arborele, în funcție de varianta aleasă în proiect. Meniul descrie în partea superioară, un tip de arbore oarecare, cu posibilitatea de a modifica fiecare tronson al arborelui. În submeniul ”Section Type”, am schimbat forma primului tronson din ”Simple”, în ”Locknut Groove”, deoarece am făcut caneluri la capătul de arbore.

Figura nr. 5.3. Meniul Solid Edge Shaft Designer

După ce am selectat cum să fie capătul arborelui, am modificat dimensiunile legate de tronson(diametrul și lungimea) și dimensiunile canelurilor(lățimea canelurii, adâncimea canelurii, lungimea canelurii, raza) cu ajutorul comenzilor: ”Diameter”,”Length” Groove Width”,Groove Depth”,”Active Groove Length”, ”Radius”, conform figurilor 5.4 a) și b).

Figura nr. 5.4 a.

Figura nr. 5.4 b.

Figura nr. 5.4 Modelarea capătului de arbore

De la ”Section”, am schimbat primul tronson cu al doilea, iar de la ”Section Type”, am modificat forma tronsonului. Al doilea tronson este un con, pentru care am adăugat valorile diametrului mic, diametrului mare și lungimea lui.

Figura nr. 5.5 Modelarea tronsonului de tip con

Cea de-a treia parte a arborelui este o un tronson simplu.

Figura nr. 5.6 Modelarea tronsonului 3.

Următorul tronson este unul canelat, iar dimensiunile lui se vor adopta asemănător cu cel de la capătul de arbore, diferența fiind că în acest caz,canelurile sunt pe toata suprafața tronsonului. Valorile sunt reprezentate figurile 5.7.

Figura nr. 5.7 a.

Figura nr. 5.7 b.

Figura nr. 5.7 Modelarea tronsonului 4.

Următoarea parte a arborelui este simplă, de o grosime redusă.

Figura nr. 5.8

Următorul tronson, este cel care susține roata dințată de mers înapoi.

Figura nr. 5.9

Am adăugat încă un tronson prin comanda ”Add–>”. Acest tronson este canelat și susține roata dințată pentru treapta IV.Am făcut asemănător cu cele anterioare.

Figura nr. 5.10 a.

Figura nr. 5.10 b.

Figura 5.10 nr. adoptarea dimensiunilor pentru un alt tronson canelat

În ultima parte, am introdus valorile pentru ultimul tronson, iar după asta, am apăsat pe ”Create”.

Figura 5.11 Ultima parte al arborelui

Figura 5.12 Arbore creat

Odată ce arborele a fost creat, am făcut canelurile pe toată suprafața cilindrului. Comanda pe care am folosit-o este ”Pattern”.Prima dată am selectat canelura, apoi am dat click pe comandă. Am specificat ulterior și planul de simetrie.

Figura 5.13 Selectare Comanda Pattern

În comanda ”Pattern”, am creat un cerc de divizare, în jurul căruia am pus restul canelurilor, iar prin comanda ”Return”,am revenit în modulul de ansamblu.

Figura 5.14 Comanda Pattern

Figura 5.14 Caneluri

Similar am procedat și la restul tronsoanelor prevăzute cu caneluri. Pentru operațiile de teșire a muchiilor interioare, de găurire, de efectuare a unor tăieturi din material, am utilizat funcțiile : ”Hole”, Cutout” și ”Chamfer”, iar în urma acestor operații, arborele va arăta precum în figura 5.15.

Figura 5.15 Varianta finală arbore

Cel de-al doilea arbore primar l-am construit în mod asemănător.

În cazul roților dințate, procedeul de proiectare o să îl descriu în mai jos. Am luat exemplul roților dințate pentru treapta I, iar pentru restul treptelor, se procedează asemănător.

Din același meniu precum la generarea arborilor, am selectat comanda ”Spur Gear”. După ce s-a deschis meniul de adăugare al parametrilor roților dințate, am adăugat raportul de transmitere, unghiul de înclinare al spirei, modulul, numărul de dinți pentru roata dințată de pe arborele primar, diametrul interior al ambelor roți, așa cum ne arată figura 5.16.

Figura 5.16 Introducerea parametrilor pentru roțile dințate

După introducerea parametrilor, programul are opțiunea de a calcula dacă roțile rezistă la diferitele solicitări, în funcție de parametrii introduși. Așa că, dacă nu am introdus corect parametrii, programul nu o să ne lase să generăm roțile dințate. În figura 5.17, am arătat cum programul mi-a confirmat că roțile dințate pot fi create.

Figura 5.17 Confirmarea că roțile rezistă

Un exemplu de introducere greșită al datelor inițiale sunt în figurile 5.18 și 5.19, unde am pus modulul ca fiind egal cu 1, iar programul, sesizând greșeala, mi-a arătat că roțile nu rezistă la solicitări.

Figura 5.18 Introducerea greșiă a modulului

Figura 5.18 Nevalidarea testului de rezistență la solicitări

După asta, programul generează roțile dințate, precum în figura 5.19.

Figura 5.19 Generarea roților dințate

În final, după ce am generat tot ce aveam nevoie, prin comanda ”Assemble”, am reușit să asamblez roțile dințate pe arbori.

Figura 5.20 Comanda Assemble

Întreținerea și diagnosticarea cutiei de viteză

Întreținerea cutiei de viteze

Cutiile automate au nevoie să fie întreținute periodic, precum revizia motorului.

Producătorii, recomandă în manualele lor de întreținere a autovehiculului, intervale de schimb de ulei și filtru la cutia de viteze automată.

Deși constructorii de automobile încearcă în mod continuu să îmbunătațească calitatea uleiurilor folosite, pentru a prelungi durata de viață a unei cutii de viteze, se recomandă a se efectua un schimb de ulei la un interval de 60000km sau 2 ani.

Schimbul complet de ulei este cel mai indicat. Datorită construcției cutiilor de viteze, nu la toate modelele, drenajul uleiului din cutie se poate face complet doar prin simpla demontare a baii de ulei sau a busonului de golire.

Procedura este mai complexă și presupune o cantitate mai mare de ulei, dar și o manoperă mai de durată. [3.10]

Diagnosticarea cutiei de viteze

Principalele probleme care apar la cutiile de viteze automate sunt: tremurat și vibrații când trece într-o altă viteză, mașina nu răspunde atunci când este în viteză, zgomote ciudate: lovituri, scârțâituri, bâzâituri; pierde din putere; scurgeri de lichid, miros de ars.

Tremurat și vibrații când trece într-o altă viteză

Cutia automată funcționează în parametrii normali atunci când treceți de la o treaptă de viteză la alta fără a avea probleme. În mod normal nu ar trebui să simțiți anumite vibrații sau un tremurat ciudat.

Este de preferat ca situația să fie analizată cu atenție de la apariția primelor semnale, deoarece cel mai probabil situația se va înrăutăți.

Mașina nu răspunde atunci când este în viteză

Această problemă ar putea apărea din cauza uleiului, proprietățile de protecție s-au degradat și acesta a devenit mai gros.

Uneori este posibil ca aceste semnale să apară și dacă computerul mașinii are o problemă. Resetarea computerului mașinii uneori poate rezolva problema. Acest lucru se face prin deconectarea bateriei pentru aproximativ 30 de minute. Acest lucru îi poate permite resetarea.

Atunci când apar simptome care prezic o cutie automată defectă, fie nu intră în viteză, fie întârzie, este timpul ca cineva să verifice problema.

Zgomote ciudate: lovituri, scârțâituri, bâzâituri

Dacă începeți să auziți brusc un zgomot care vine de sub mașină, este posibil să să fie probleme cu transmisia. Această problemă poate fi minoră însă poate semnala o problemă mai serioasă pe viitor.

Un zgomot care provine de la transmisia mașinii poate fi cauzat de deteriorarea fluidului transmisiei automate. Acest fluid are grijă ca toate componentele să fie lubrifiate. Cu trecerea timpului și cu utilizarea constantă, acest fluid își pierde proprietățile protectoare și nu mai oprește frecarea. Frecarea este ceea ce dăunează acestui sistem complex de transmisie automată.

Dacă apar zgomote ciudate precum sunetul unor lovituri sau ca și cum ar exista obiecte mici care se mișcă în interior, transmisia poate avea probleme serioase. Este important să fie verificată de către un mecanic calificat care să analizeze și să rezolve această situație.

Unele zgomote pot fi probleme simple cauzate de lichidul de transmisie, în timp ce altele pot semnale probleme mai grave. Se poate încerca și verificarea uleiului de transmisie.

Miros de ars

Una din cele mai frecvente cauze ale mirosului de ars ce provine din transmisie îl reprezintă fluidul supraîncălzit. Fluidul are un rol foarte important în protejarea acestui sistem foarte scump și complex care în principal se ocupă de lubrifierea componentelor.

Atunci când proprietățile de lubrifiere ale lichidului de transmisie se diminuează din cauza timpului care a trecut și a kilometrilor parcurși, acesta va lăsa frecarea necontrolată. Frecarea determină defalcarea părților și cel mai probabil acumularea de reziduri. Dacă acest sistem complex se strică reparația este foarte scumpă.

De cele mai mute ori o astfel de situație este cel mai des determinată de nivelul scăzut al lichidului de transmisie. Acest lucru se întâmplă de obicei din cauza unei scurgeri. Spre deosebire de uleiul de motor, lichidul de transmisie nu se diminuează cu timpul. De asemenea, acest lucru se poate întâmpla și dacă s-a folosit pentru mașină voastră uleiul greșit.

Pierde din putere

Computerul mașinii trimite un semnal către transmisie pentru a schimba treapta de viteză apoi trimite un semnal pentru a duce energia către roți. Dacă ceva este defect, semnalul nu este trimis corect.

Aceasta reprezintă o problemă serioasă ce ține de siguranță. Dacă transmisia automată a vehiculului nu funcționează în parametrii optimi, există un real pericol de fiecare dată când se conduce mașina.

Scurgeri de lichid

Dacă se observă un lichid de culoarea roșie sub mașină, este posibil ca acesta să fie lichidul pentru transmisia automată. Deoarece lichidul de transmisie nu ar trebui să curgă niciodată, acest lucru ar putea duce la o defecțiune foarte gravă a transmisiei.

Spre deosebire de uleiul de motor, lichidul de transmisie nu se diminuează în mod normal din cauza timpului și al kilometrajului. Deci, dacă se observă că lichidul de transmisie are un nivel scăzut atunci înseamnă că există o scurgere pe undeva. Fluidul scăzut poate genera o frecare puternică ceea ce va duce la defectarea parților interioare și eventual la o defalcare completă a transmisiei.[3.11]

Bibliografie

Cărți

Untaru M., Frățilă Gh., Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1982;

1.2.Chișu A., Mateșan D., Mădrășan T., Pop D., Organe de mașini, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1981;

1.3.Palade V., Reductoare cu roti dintate;

1.4Crudu I., Ștefănescu I., Panțuru D., Palaghian I., ATLAS Reductoare cu roti dintate,

Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981;

1.5.Dale C., Nițulescu Th., Precupețu P., Desen tehnic industrial pentru construcții de mașini,

Editura Tehnica;

1.6.Catalog de rulmenți, URB;

2. Cursuri:

2.1.George Dragomir, Calculul și construcția autovehiculelor II, Îndrumar de proiectare;

2.2.George Dragomir, Constructia și Calculul Autovehiculelor II, Note de curs;

2.3.Țarcă Ioan, Organe de mașini I și II, Note de curs;

2.4.Chira Dan, Desen tehnic, Note de curs;

2.5.Chira Dan, Geometrie descriptivă și desen tehnic, Note de curs;

3. Surse electronice:

3.1. https://www.thecarconnection.com/news/1124048_sticking-around-vw-redesigns-6-speed-manual-transmission;

3.2. https://www.scritub.com/tehnica-mecanica/Calculul-si-constructia-cutiei53828.php;

3.3. http://trotusaeauto.blogspot.com/2008/10/transmisia-automobilului.html ;

3.4. https://ro.scribd.com/doc/82232890/Cursul-3-Cutia-de-Vitezecca;

3.5. https://dokumen.tips/documents/58788054-54797198-cutia-de-viteze.html;

3.6. https://www.cars.ro/utile/cutie-viteze-automata-dublu-ambreiaj-avantaje-cum-functioneaza-14603.html;

3.7. https://selmec.org.uk/articles/14-ravigneaux-planetary-transmission;

3.8. http://auto-tehnica.ro/cutia-de-viteze-multitronic-cvt/;

3.9. https://akpphelp.ru/images/contents/files/AUDI%2001J%20CVT%20Rukovodstvo.pdf;

3.10. https://www.automatico.ro/servicii/intretinere/;

3.11. https://blog.ediagnoza.ro/simptome-cutie-automata-defecta/.

Opis

Lucrarea conține:

64 de pagini;

45 de figuri;

20 de tabele;