FACULTA TEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICA DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT… [604679]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTA TEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI
TEHNOLOGICA
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
PROF. UNIV. DR. ING. RUS ALEXANDRU

ABSOLVENT: [anonimizat]
2017

2
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI
TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ

PROIECTAREA TRANSMISIEI PRINCIPALE ȘI
A DIFERENȚIALULUI PENTRU PUNTEA FAȚĂ
LA UN AUTOTURISM CU PUTEREA MAXIMĂ
DE 103KW ȘI VITEZA MAXIMĂ 210KM/H

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
PROF. UNIV. DR. ING. RUS ALEXANDRU

ABSOLVENT: [anonimizat]
2017

3
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ
DEPARTAMENTUL AUTOVEHICULE RUTIERE

TEMA 10.

Lucrare de finalizar e a studiilor a student: [anonimizat]
1). Tema lucrării de finalizare a studiilor: Proiectarea transmisiei principale și a
diferențialului pentru puntea față la un auto turism cu puterea maximă de 103kW și
viteza maximă de 210km/h.
2). Termenul pe ntru predarea lucrării 29 .06.2017
3). Elemente inițiale pentru elab orarea lucrării de finalizare a studiilor Transmisia și
diferențialul unui autoturism pentru puntea fa ță cu puterea maximă de 103kW și viteza
maximă de 210km/h.
4). Conținutul lucrării de finalizare a studiilor : Rezumat, Cuprins, Cap.1 Nivelul tehnic
actual în construcția transmisiilor principale și a diferențialelor autoturismelor, Cap.2
Studiul autoturismelor similare cu cele din tema de lucrare și alegerea parametrilor
constructivi și funcționali, Cap.3 Calculul performanțelor dinamice ale autovehic ulelor
din tema de lucrare,Cap.4 Softul CAD,Cap.5 Calculul transmisiei principale și al
diferențialului,Cap.6 Diagnosticarea și întreținerea transmisiei principale și al
diferențialului,Bibliografie și Opis .
5). Material grafic: Desen de ansa mblu al transmi siei principale ș i al diferenț ialului
Desen de execuț ie al coroanei transmisiei principale
Desen de execuț ie al unuia din arborii planetari
6). Locul de documentare pentru elaborarea lucrării: Biblioteca Universităț ii din
Oradea, Laboratorul de Calculul și Construcț ia Autovehiculelor, Reprezentanț a
Volkswagen “D&C Oradea ”.
7). Data emiterii temei :01.10.2016

Director de Departament, Conducător/i științific/i,
Prof.Univ.Dr.Ing. Rus Alexandru Prof.Univ.Dr.Ing. Rus Alexandru

Absolvent: [anonimizat]

4
Nr…………../……………

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

Titlul lucrării : Proiectarea transmisiei principale și a diferențialului pentru puntea față la un
autoturism cu puterea maximă de 103 kW și viteza maximă 210 km/h .
Autorul lucrării : Cociș Florin Alexandru

Lucrarea de finalizare a studiilor este elaborată în vederea su sținerii examenului de diplomă
organizat de către Facultatea de Inginerie Manage rială și Tehnologică din cadrul Universității din
Oradea, sesiunea iulie a anului universitar 2016-2017.

Prin prezenta, subsemnatul (nume, prenume, CNP ) Cociș Florin Alexandru, [anonimizat]
declar pe proprie răspundere că această lucrare a fost elaborat ă de către mine, fără nici un ajutor
neautorizat și că nici o parte a lucrării nu conține aplicații sau studii de caz publicate de alți autori.
Declar, de asemenea, că în lucrare nu există idei, tabele, grafice, hărți sau alte surse folosite fără
respecta rea legii române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.

Oradea, Semnătura
Data 29.06.2017 Cociș Florin Alexandru

5
Rezumat

Această lucrare are scopul de a reprezenta nivelul pregătirii acumulate în cei patru ani de
facultate.Această lucrare conține atât teoria învățată la curs cât și partea practică învățată la unele
laboratoare.
Lucrarea mea de licență are ca temă proiectarea transmisiei principale și a diferențialului pentru
puntea față la un autoturism cu puterea maximă de 103kW și viteza maximă 210km/h. Pe parcursul lucrării
se parcurg etapele proiectării transmisiei principale și a diferențialului corespunzător temei de pr oiect.
Lucrarea este structurată î n șase capitole și fiecare capitol are subcapitolele lui.

În primul capitol avem șase subcapitole care descriu î n detaliu rolul transmisiei și al diferențialului,
soluțiile constructive pentru fiecare î n parte. Pentru fie care caz în parte sunt prezentate poze specifice.
Acest capitol are rolul de a ușura înțelegerea temei proiectului.
În capitolul doi se face o comparare între autoturisme similare cu cel din tema de proiect. Acest
capitol are rolul de a aduna informațiile necesare pentru tema de proiect.
În capitolul trei am prezentat calculele performanțelor dinamice ale autovehiculului ales. Din
calculele, tabelele și diagramele prezentate se poate observa puterea dezvoltată de autoturism. Rolul
principal al parametrilor stabiliți în acest capitol este de a ajuta la calcularea transmisiei principale și a
diferențialului.
În capitolul patru se prezintă softul cu care am rea lizat calculele și modelul 3D al transmisiei
principale și al diferențialului și totodată modul de luc ru.
În capitolul cinci se prezintă calculele necesare proiectării transmisiei principale și a diferențialului
pentru autoturismul din tema de proiect. Conține calculele realizate cu ajutorul softului CAD pentru toate
angrenajele , pentru rulmenți, pentru bo lțul sateliților și pentru arborii planetari .
În ultimul capitol se prezintă defecțiunile care pot sa apara la nivelul transmisiei principale și la
nivelul diferențialului cât și întreținerea.

Proiectul de diplomă se încheie cu bibliografia unde sunt prez entate toate sursele utilizate în
elaborarea lucrării și cu opis -ul unde sunt prezentate numarul total de pagini al proiectului, numarul de
imagini din proiect, numarul de tabele, numarul de grafice, numarul de formule și numarul de desene.

6
Cuprins
Rezumat ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 5
Cuprins ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 6
Cap.1 Nivelul tehnic actual în construcția transmisiilor principale și a diferențialelor
autoturismelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 7
1.1 Rolul transmisiei principale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 7
1.2 Clasificarea transmisiilor principale ………………………….. ………………………….. …………………… 7
1.3 Rolul diferențialelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 7
1.4 Clasificarea diferențialelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 8
1.5 Soluții constructive ale transmisiilor principale ………………………….. ………………………….. …… 8
1.6 Soluții constructive ale diferențiale lor ………………………….. ………………………….. ……………… 12
Cap.2 Studiul autoturismelor similar cu cele din tema de lucrare și alegerea parametrilor
constructivi și funcționali ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 16
3.1 Studiul autoturismelor similare cu cel din tema de proiect ………………………….. ……………… 16
3.2 Alegerea parametrilor funcționali și constructivi pentru tema de lucrare ……………………… 18
Cap.3 Calculul performan țelor dinamice ale autovehiculelor din tema de lucrare ……………….. 20
3.1 Caracteristica exterioară ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 20
3.2 Caracteristica și bilanțul de tracțiune ………………………….. ………………………….. ……………….. 23
3.3 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale ………………………….. ……. 26
Cap.4 Softul CA D ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 32
4.1 Prezentarea programului si a modului de lucru ………………………….. ………………………….. …. 32
Cap.5 Calculul transmisiei principale și al diferențialului ………………………….. ……………………. 42
5.1 Calculul transmisiei principale ………………………….. ………………………….. …………………………. 42
5.2 Calculul diferențialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 48
5.3 Calculul bolțului satelitului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 53
5.3 Calculul rulmenților ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 54
5.4 Calculul diametrului arborelui planetar ………………………….. ………………………….. ……………. 57
Cap.6 Diagnosticarea și întreținerea transmisiei pr incipale și a diferențialului ……………………. 59
6.1 Diagnosticarea și întreținerea transmisiei principale ………………………….. ………………………. 59
6.2 Diagnosticarea și întreținerea diferențialului ………………………….. ………………………….. …….. 59
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 60
Opis ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 61

7
Cap.1 Nivelul tehnic actual în construcția transmisiilor principale și a
diferențialelor autoturismelor

1.1 Rolul transmisiei principale

Are rolul de m ultiplicare a momentului motor și de a -l transfera catre roț ile motoare prin intermediul
diferențialului și al arborilor planetari. Sursa poate fi arborele de ieș ire din cutia de viteze (la soluțiile "totul
in față " sau "totul în spate", câ nd transmisia principală este amplasată chiar î n interiorul cutiei de viteze)
sau de la transmisia longitudinală (î n cazul altor soluț ii constructive). Este alcătuită dintr-un pinion de atac
și o roată dințată prin care se transmite momentul motor. [12]

1.2 Clasificarea transmisiilor principale

După numaru l și după modul de dispunere al angrenajelor :
 transmisii principale simple (cu o trea ptă);
 transmisii principale duble (cu 2 trepte) ;
 transmisii principale complexe.
După tipul angrenajului :
 transmisii p rincipale cu angrenaj cilindric ;
 transmis ii principal e cu angrenaj conic ;
 transmisii p rincipale cu angrenaj melc -roată melcată . [8]

1.3 Rolul diferențialelor

La deplasarea automobilului î n viraj, roata motoare exterioară parcurge un spațiu mai mare decât
roata motoare interioară v irajului. El permi te ca roțile motoare ale aceleași punți să se rotească cu viteze
unghiulare diferite, dâ nd astfel posibilitatea ca la deplasarea automobilului în viraje să parcurgă spaț ii de
lungimi diferite.
Dacă roț ile motoare ar fi montate pe acelaș i arbore de plasarea automobilului in condițiile
menționate nu este posibilă fără alunecarea și patinarea roț ilor ceea ce conduce la uzura rapidă a
anvelopelor, la creș terea consumului de combustib il si la manevrarea mai dificilă a direcț iei.
Pentru eliminarea acestor dezavantaje, respectiv pentru a da posibilitate roților motoare să se
rotească cu vite ze unghiulare diferite, in funcție de condiț iile de deplasare ale automobilului, fiecare roată
se va monta pe câte un arbore separat, legați prin intermediul diferenț ialului. [8]

8
Este alcătuit dintr -o carcasă fixată pe coroană, de unde preia mișcarea de rotație transmisa de cutia
de viteze. În interiorul carcasei se află roțile dințate ale arborilor planetari și roțile dințate satelit.

1.4 Clasificarea diferențialelor

Diferenț ialele pot fi:
 simple
 duble
După tipul angrenajelor folosite diferenț ialele pot fi:
 cu roți dinț ate conice;
 cu roți dinț ate cilindrice.
După principiul de funcționare diferenț ialele pot fi:
 simple;
 blocabile;
 autoblocabile
După valoarea momentului t ransmis la roț ile motoare:
 diferenț iale simetrice;
 diferenț iale asimetrice.
După locul de dispunere a diferențialelor î n transmisia automobilului pot fi:
 diferențiale dispuse între roțile aceleași punț i motoare;
 diferențiale dispuse între punț ile automobilelor cu mai multe punț i motoare. [8]

1.5 Soluții constructive ale transmisiilor principale

Transmisia principală este responsabilă de transmiterea mișcării de la cutia de viteze la roți p rin
intermediul diferențialului. În funție de numarul ș i de m odul de dispunere al angrenajelor, de tipul
angrenajelor, de momentul motor și de solicită ri, transmisiile principale pot avea diferite soluții
constructive.
Transmisiile principale sunt formate dintr -un singur angrenaj ce conț ine două roți dințate
conice( fig1.1), cilindrice(fig.1.2 ) sau melcate (fig1.3) , în general cu dinți drepți sau înclinați. Avantajele
angrenajelor cu dinți inclinați sunt funcționarea silențioasa si rezistența ridicată.

9

Fig.1.1 – Angrenaje conice cu dinți drepț i (stânga și dreapta) și cu dinți înclinați(mijloc) .[13]

Fig1.2 – Angrenaje cilindrice cu dinți drepț i(stânga) și cu dinți înclinați(dreapta) .[14]

10

Fig 1.3 – Angrenaj melc -roată melcată .[15]

Angrenajele melcate se folosesc în general la autoutilitare de mare tonaj, autobuze etc. deoarece
aceste angrenaje au avantajul de a transmite puteri mult mai mari față de angrenajele cilindrice sa u conice.
Dezavantajele acestor angrenaje sunt dim ensiunile de gabarit ridicate și uzura mai accentuată din cauza
frecărilor și a sarcinilor mai mari.
Cea mai uzuală soluție constructivă folosită pentru mașini de tipul “totul în față” este cea cu
angrenaj cilindric cu dinț i înclinați (fig 1.4) . Transmisiile principale cu roți dințate cilindr ice cu dinți drepți
se utiliează mai rar in prezent datorită funcționă rii zgomotoase.

11

Fig.1.4 – Transmisia principală cu roți dințate cilindrice cu dinți inclinați si diferenț ialul. [16]

Fig 1.5 – Transmisia principa lă cu roți dințate cilindrice și diferențial [20]

12

Fig.1.6 – Transmisia principală cu roți dințate cilindrice cu dinți î nclinați si diferențialul . [10]

1.6 Soluții constructive ale diferenț ialelor

Diferenț ialul cilindric poate fi:
 simetric
 asimetric
Diferenț ialul simetric se recunoaște după pinioanele planetare cilindrice c are sunt montate pe
semiarbori și care î n acest caz sunt egale cu diametrul și numărul de dinț i.
Diferenț ialul cilindric asimetric a re un pinion planetar mai mare în diametru decâ t celalalt pinion
planetar de pe celă lalt semiarbor e.
Acest tip de di ferențiale nu se mai folosește î n ziua de azi din cauza gabaritului ridicat și din cauza
complexită ții acestuia.În locul său varianta preferată este cea cu angrenaj conic .

13
Diferenț ialul cu roți dințate conice este cea mai folosită soluție constructivă . Este alcătuit din trei,
patru sau mai multe roți î n funcție de puterea care trebuie transmisă. [8]

Fig.1. 7 – Diferențial cu roți dințate conice [18]

Diferen țialele blocabile au rolul de a bloca cei doi arbori planetari. Pe parcurs când una din roțile
motoare ale aceleași punți se găsește pe un teren cu aderență mai mică (noroi, zăpadă, gheață, polei, ulei)
această roată începe să patineze, iar cealaltă potrivit principiului de funcț ionare a dife rențialului, deși are o
aderență mai mare, nu se mai roteșt e deoarece este reținută de valoarea mare a forței de aderență. În această
situație automobilul nu mai poate înainta ș i pentru a evita aces t neajuns autocamioanele grele în special,
sunt prevă zute cu mec anism de blocare care rigidize ază cei doi semiarbori planetari asigurând rotirea cu
aceeași turație a roț ilor motoare. [8]

14

Fig.1.8 Diferențial blocabil . [8]

Diferențialul autoblocabil are același rol ca cel blocabil având o construcție mai complicată și
realizâ nd rigidizare a celor doi semiarbori planetar i în mod automat.
Blocarea diferenț ialului autoblocabil se face tot automat scutind pe conducatorul auto de această
operație î n timpul conducerii . [8]

Fig.1.9 – Diferențial autoblocabil . [8]

15
Diferențialele autoblocabile sunt de mai multe tipuri însă cele mai cunoscute sunt diferențialele
Torsen care conțin roți melcate. La o diferență mare de turație frânează una din roți transmițând puterea
la cealaltă roată.

Fig1.10 – Diferențial Torsen [9]

1-arbore planetar
2-semiaxă
3-angrenaje cu dantură dreaptă
4-arbore de transmisie
5-coroană 6-carterul exterior
7-pinion planetar melcat
8-pinioane elicoidale
9-angrenaj solar posterior

16
Cap.2 Studiul autoturismelor similar cu cele din tema de lucrare ș i aleg erea
parametrilor constructivi și funcț ionali
3.1 Studiul autoturismelor similar e cu cel din tema de proiect

Se va efectua compararea mai multor autov ehicule cu parametrii asemănă tori pentru buna elaborare a
temei de proiect. Rezultatele sunt trecute î n tabelul 2.1.

Nr. 1 2 3 4 5
Marca

Caracteristici Volkswagen
Passat B6
2.0 TDI Citroen C5
Hdi 140 Ford
Mondeo IV
2.0 TDCi Opel
Signum
1.9 CDTI Alfa
Romeo 156
1.9 JTD
16V
Putere (kW) 103 103 103 110 103
Turaț ia de
putere (rot/min) 4000 4000 4000 4000 4000
Momentul
maxim (N*m) 320 320 340 320 305
Turatia de
moment (rot/min) 2400 2000 1750-2240 2000-2750 2000
Viteza maxima
(km/h) 209 204 210 210 209
Masa proprie
(kg) 1454 1608 1481 1538 1310
Masa tot ala
maxima (kg) 2060 2155 2170 2135 1850
Raportul tr.
principale 3.684 4.18 3.81 3.54 3.56
Treapta I 3.769 3.417 3.583 3.77 3.8
Treapta II 2.087 1.783 1.952 2.04 2.235
Treapta III 1.324 1.121 1.241 1.32 1.36
Treapta IV 0.919 0.795 0.868 0.955 0.971

17

Tabel 2.1 Autoturisme cu caracteristici similare

Am ales pentru realizarea proiectului modelul Volkswagen Passat B6 2.0 TDI.Motivul alegerii mele
îl reprezintă specificațiile apropiate temei de licență.

Treapta V 0.902 0.647 0.685 0.755 0.763
Treapta VI 0.757 0.534 0.573 0.623 0.64
Tip si
dimensiuni
anvelope 205/55 R16 225/60 R16 215/55 R16 215/55 R16 185/65 R15
Lungime
[mm] 4765 4779 4775 4651 4441
Latime
[mm] 1820 1853 1886 1798 1743
Inaltime
[mm] 1472 1456 1500 1466 1390
Ampatament
[mm] 2709 2815 2850 2700 2595
Ecartament
fata [mm] 1553 1587 1579 1536 1511
Ecartament
spate [mm] 1566 1558 1595 1525 1498

18
3.2 Alegerea parametr ilor funcționali și constructivi pentru tema de lucrare

Parametrii funcționali determina caracteristic ile dinamice ale unui automobil (puterea, turația de
putere, momentul etc.) .
Parametrii constructivi principali ai unui automobil țin cont de destinație, cerințe de exploatare,
comfort și siguranță.
Parametri funcți onali și construct ivi adoptați în lucrare după studiul tabelului 2.1 sunt:

Marcă Volkswagen
Model Passat
Generație Passat (B6)
Tip motor 2.0 TDI (140 Hp)
Număr de uși 4
Putere 140 CP /4000 rot/min
Viteza maximă 209 (206) km/h
Accelerația de la 0 la 100 km/h 9.8 (9.8) sec
Volumul rezervorului 70 l
Anul începerii producției 2005 an fabricatie
Tipul caroseriei Sedan
Număr de scaune 5
Lungime 4765 mm.
Lățime 1820 mm.
Înălțime 1472 mm.
Ampatament 2709 mm.
Ecartament față 1553 mm.
Ecartament spate 1566 mm.
Volumul minim al portbagajului 565 l
Amplasarea motorului Față, Transversal
Volumul motorului 1968 cm3
Cuplu 320 Nm /2400 rot/min
Sistemul de combustibil (Fuel System) duza pompei
Tipul turbinei (Turbine) turbo compresor
Poziționarea cilindrilor in linie

19
Numărul de cilindri 4
Diametrul cilindrilor 81 mm.
Cursa cilindrilor 95.5 mm.
Raport de compresie 18.5
Numărul de supape per cilindru 4
Tipul de combustibil Motorină
Tractiune Față
Numărul de viteze (cutie automată) 6
Numărul de viteze (cutie manuală) 6
Suspensie față (front suspension) stand coborat
Suspensie spate (rear suspension) arc eliptic
Frâne față (Front brakes) discuri ventilate
Frâne spate (Rear brakes) disc
ABS da
Tipul de virare (steering type) cremaliere
Diametrul minim al cercului de virare 11.4 m
Consumul de combustibil – urban 7.9 (9) l./100 km.
Consumul de combustibil – extra -urban 4.9 (5.3) l./100 km.
Consumul de combustibil – mixt 5.9 (6.6) l./100 km.
Standardul ecologic Euro III
Masă proprie 1454 kg.
Masă maximă autorizată 2060 kg.
Dimensiunea pneurilor 205/55 R16
Dimensiunea jantelor 6.5J X 16
[17]

20
Cap.3 Calculul performan țelor dinamice ale autovehiculelor din tema de
lucrare
3.1 Caracteristica exterioară

Caracteristica exterioară se poate determina prin experimente sau analitic cu ajutorul formulelor de
calcul. Aceasta reprezintă diagrama de moment și de putere î n raport cu turația. În acest capitol toate
formulele sunt luate din lucrarea [4].
Determinarea prin relații analitice:

𝑀𝑝=9554 ∗𝑃𝑚𝑎𝑥
𝑛[𝑁𝑚]
𝑀𝑝=9554 ∗103
4000=246 ,01[𝑁𝑚]
Unde: 𝑀𝑝 – momentul la puterea maximă
𝑃𝑚𝑎𝑥– puterea maximă
𝑛𝑝 – turația de putere

Coeficientul de elasticitate a motorului:
𝐶𝑒=𝑛𝑀
𝑛𝑃
𝐶𝑒=2400
4000=0,6
Coeficientul de adaptabilitate(suplețe) :
𝐶𝑎=𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑃
𝐶𝑎=295
246 .01=1,19
𝑀𝑒=𝑀𝑃[𝛼+𝛽𝑛
𝑛𝑃−𝛿(𝑛
𝑛𝑃)2
][𝑁𝑚]
Unde : α,β,δ – coeficienții ale caror valori se pot calcula cu urmatoarele relații stabilite empiric pe baza
determinărilor experimentale:

𝛼=𝐶𝑒2−𝐶𝑎(2∗𝐶𝑒−1)
(𝐶𝑒−1)2
𝛽=2∗𝐶𝑒∗(𝐶𝑎−1)
(𝐶𝑒−1)2

21
𝛿=𝐶𝑎−1
(𝐶𝑒−1)2

Puterea efectivă î n funcție de momentul motor :
𝑃𝑒=𝑀𝑒∗𝑛
9554[𝑘𝑊]
Sau se poate calcula cu formulele:
𝑃𝑒=𝑃𝑚𝑎𝑥 ∗[0,75∗𝑛
𝑛𝑃+1,5∗(𝑛
𝑛𝑃)2
−1,25∗(𝑛
𝑛𝑃)3
][𝑘𝑊]
𝑀𝑒=9554 ∗𝑃𝑒
𝑛

Rezultatele sunt introduse in Tabelul 3.2 și în diagramă pe Fig.3.1

Fig.3.1 – Caracteristica externă a motorului

050100150200250300350
1000 2000 3000 4000 5000Me [Nm]
n [rot/min]Caracteristica extern ăa motorului
Pe(kW) Me(Nm)

22

n[rot/min] Pe(kW) Me(Nm)
800 20,60 246,02
1000 26,96 257,55
1200 33,60 267,54
1400 40,44 276,00
1600 47,38 282,92
1800 54,32 288,30
2000 61,16 292,14
2200 67,80 294,45
2400 74,16 295,22
2600 80,13 294,45
2800 85,62 292,14
3000 90,53 288,30
3200 94,76 282,92
3400 98,22 276,00
3600 100,81 267,54
3800 102,44 257,55
4000 103,00 246,02
4200 102,40 232,95
4400 100,55 218,34
4600 97,35 202,19
4800 92,70 184,51
5000 86,50 165,29
Tabel 3.2 – Rezultate caracteristica exterioară

23
3.2 Caracteristica și bilanțul de tracțiune

Caracteristica de tracțiune , numită și caracteristica forței la roată reprezintă graficul de
variație al forței tangențiale la roată dezvoltată de motor, în funcție de viteza de deplasare a
autovehicului, pentru fiec are treaptă de viteză selectată.

Forța tangențială este numită și forță de tracțiune, iar aceasta depinde de momentul
efectiv dat de motor și de caracteristicile transmisiei.

FR =
rtr cv 0 e
rii M 

unde : Me – este momentul motor efectiv ;
0i
– raportul de transm itere al transmisiei principale ;
cvi
– raportul de transmitere al schimbătoru lui de viteze aferent treptei
selectate;
trη
– randamentul total a l transmisiei autovehiculului;
se adoptă
trη= 0,92
rr
– raza de rulare a roților motoare .
0 rr r

unde:
 – coeficient de deformare a l pneului

= 0,930…0,935
se adoptă
= 0,930
0r
– raza liberă a roții
1004,252r0HBDj

unde:
jD – diametrul jantei ro ții exprimat în țoli;
H – înălțimea secțiunii anvelopei ;
B – balonajul anvelopei.

mmHBDj95,3151004,252r0 

m mm r 293,0 83,293 95,326 932,0 r0 r  

Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia în
cazul mișcării rectilinii.
Bilanțul de tracțiune se utilizează pentru determinarea forței disponibile pentru accelerare ,
a vitezei maxime , a pantei maxime pe care poate să o urce autovehiculul , sau a rezistențelor
la înaintare pe care le poate învinge autovehiculul cu o anumită viteză de deplasare .

24
Ecuația bilanțului de tracțiune este :

FR = R r+ R p+ R a+ R d

unde: Rr – rezistența la rulare ;

Rp – rezistența la pantă ;

Ra – rezistența aerului ;

Rd – rezistența la demarare .

Viteza autovehiculului se calculeaz ă cu relația :

trr
ainrV377,0

Rezultatele sunt cuprinse în Tabelul 3.3 și Figura 3.4

n Pe Me Treapta I Treapta II Treapta III
[rot/min] [kW] [Nm] Va1 Fr1 Va2 Fr2 Va3 Fr3
800 20,60 246,02 8,08 8452,08 14,55 4691,35 22,94 2976,21
1000 26,96 257,55 10,10 8848,27 18,19 4911,26 28,67 3115,72
1200 33,60 267,54 12,11 9191,64 21,83 5101,85 34,40 3236,63
1400 40,44 276,00 14,13 9482,18 25,46 5263,11 40,14 3338,94
1600 47,38 282,92 16,15 9719,89 29,10 5395,06 45,87 3422,64
1800 54,32 288,30 18,17 9904,78 32,74 5497,68 51,61 3487,75
2000 61,16 292,14 20,19 10036,84 36,38 5570,98 57,34 3534,25
2200 67,80 294,45 22,21 10116,08 40,01 5614,96 63,07 3562,15
2400 74,16 295,22 24,23 10142,49 43,65 5629,62 68,81 3571,45
2600 80,13 294,45 26,25 10116,08 47,29 5614,96 74,54 3562,15
2800 85,62 292,14 28,27 10036,84 50,93 5570,98 80,28 3534,25
3000 90,53 288,30 30,29 9904,78 54,57 5497,68 86,01 3487,75
3200 94,76 282,92 32,31 9719,89 58,20 5395,06 91,74 3422,64
3400 98,22 276,00 34,32 9482,18 61,84 5263,11 97,48 3338,94
3600 100,81 267,54 36,34 9191,64 65,48 5101,85 103,21 3236,63

25
3800 102,44 257,55 38,36 8848,27 69,12 4911,26 108,95 3115,72
4000 103,00 246,02 40,38 8452,08 72,75 4691,35 114,68 2976,21
4200 102,40 232,95 42,40 8003,06 76,39 4442,12 120,41 2818,10
4400 100,55 218,34 44,42 7501,22 80,03 4163,58 126,15 2641,39
4600 97,35 202,19 46,44 6946,55 83,67 3855,71 131,88 2446,07
4800 92,70 184,51 48,46 6339,06 87,30 3518,51 137,62 2232,16
5000 86,50 165,29 50,48 5678,74 90,94 3152,00 143,35 1999,64

Treapta IV Treapta V Treapta VI
Va4 Fr4 Va5 Fr5 Va6 Fr6
33,04 2065,81 33,67 2027,60 33,67 1701,66
41,30 2162,65 42,08 2122,64 42,08 1781,42
49,57 2246,57 50,50 2205,01 50,50 1850,55
57,83 2317,58 58,92 2274,71 58,92 1909,04
66,09 2375,69 67,33 2331,74 67,33 1956,90
74,35 2420,88 75,75 2376,09 75,75 1994,13
82,61 2453,15 84,17 2407,77 84,17 2020,72
90,87 2472,52 92,58 2426,78 92,58 2036,67
99,13 2478,98 101,00 2433,12 101,00 2041,99
107,39 2472,52 109,42 2426,78 109,42 2036,67
115,65 2453,15 117,83 2407,77 117,83 2020,72
123,91 2420,88 126,25 2376,09 126,25 1994,13
132,18 2375,69 134,67 2331,74 134,67 1956,90
140,44 2317,58 143,08 2274,71 143,08 1909,04
148,70 2246,57 151,50 2205,01 151,50 1850,55
156,96 2162,65 159,92 2122,64 159,92 1781,42
165,22 2065,81 168,33 2027,60 168,33 1701,66
173,48 1956,07 176,75 1919,88 176,75 1611,25
181,74 1833,41 185,17 1799,49 185,17 1510,22
190,00 1697,84 193,58 1666,43 193,58 1398,55
198,26 1549,36 202,00 1520,70 202,00 1276,24
206,52 1387,97 210,42 1362,29 210,42 1143,30
Tabel 3.3

26

Fig.3.4 – Caracteristica forțelor la roată

3.3 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Înainte de a calcula raportul de transmisie al transmisi ei principale vom calcula bilanțul puterii la
roată în ultima treaptă a cutiei de viteze. Ecuația folosită este:
𝑃𝑟=𝑃𝑟𝑢𝑙+𝑃𝑝+𝑃𝑎+𝑃𝑑
Unde: 𝑃𝑟 – puterea necesară pentru învingerea rezistenței la î naintare
𝑃𝑟𝑢𝑙 – puterea necesară pentru învingerea rezistenț ei la rulare
𝑃𝑝 – puterea necesară pentru învingerea rezistenț ei la urcarea pantei
𝑃𝑎 – puterea necesară pentru învingerea rezistenț ei aerului
𝑃𝑑 – puterea necesară pentru învingerea rezistenței la acceleraț ie/demaraj
𝑃𝑟=𝑃𝑒∗𝑛𝑡=𝑃𝑟𝑢𝑙+𝑃𝑎[𝑘𝑊]
Unde: 𝑃𝑟𝑢𝑙=𝑓∗𝐺𝑎∗𝑉
360[𝑘𝑊]
Unde: f – coeficientul rezistenț ei la rulare
F=0,0 15…0,018 pentru drum cu asfalt în stare bună . Se adoptă f=0,017
𝐺𝑎–greutatea maximă a autovehiculului[kg]
V – viteza autovehiculului [km/h]
020004000600080001000012000
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000Fr [Nm]
n [rot/min ]Forța la roat ăîn treptele de viteze
Fr1 Fr2 Fr3 Fr4 Fr5 Fr6

27
Viteza vantului se consideră nula, temperatura ș i presiunea vor fi standard .
𝑝𝑎𝑒𝑟=101 ,33∗10−3𝑁/𝑚2 , 𝑇𝑎𝑒𝑟=288,15K

𝑃𝑎=𝑘∗𝐴∗𝑉3
4680[kW]

Unde: k – coeficientul rezistenț ei aerodinamice longit udinale care poate fi apreciat în raport cu
aria secț iunii transversale maxime a autovehiculului.
k=0,020…0,035 p entru autoturisme cu caroseria închisă
Se adoptă k=0,030
A – aria secț iunii transversale a autovehiculului
A=H* 𝐸𝑓[𝑚3]
A=1472*1553=2,28 [𝑚3]
Unde: H – înălțimea autovehiculului
𝐸𝑓- ecartament față al autov ehiculului

𝑉𝑎=0,377𝑟𝑟∗𝑛
𝑖𝑐𝑣𝑘∗𝑖0

Unde: 𝑟𝑟 – raza de rulare(determinată anterior)
𝑟𝑟=293,83[mm]
n – turația motorului
𝑖𝑐𝑣𝑘 – raportul ultimei trepte a cutiei de viteze
𝑖𝑐𝑣𝑘=0,757
𝑖0 – raportul transmisiei principale. Se vor alege 5 valori pentru studiu.
𝑖0−1=6;𝑖0−2=5,3;𝑖0−3=4,6;𝑖0−4=3,9;𝑖0−5=3,2;𝑖0−6=2,5;
Rezultatele sunt cuprinse în tabelul 3.5 ș i figura 3.6.

28

i0-1=6
P[kW] n[rot/min] V Prul Pa Prul+Pa
20,60 800 19,46 1,89 0,11 2,00
26,96 1000 24,32 2,37 0,21 2,58
33,60 1200 29,18 2,84 0,36 3,20
40,44 1400 34,05 3,31 0,58 3,89
47,38 1500 36,48 3,55 0,71 4,26
54,32 1600 38,91 3,79 0,86 4,65
61,16 1800 43,78 4,26 1,23 5,48
67,80 2000 48,64 4,73 1,68 6,41
74,16 2200 53,50 5,20 2,24 7,44
80,13 2400 58,37 5,68 2,91 8,58
85,62 2600 63,23 6,15 3,70 9,85
90,53 2800 68,10 6,62 4,61 11,24
94,76 3000 72,96 7,10 5,68 12,77
98,22 3200 77,82 7,57 6,89 14,46
100,81 3400 82,69 8,04 8,26 16,31
102,44 3600 87,55 8,52 9,81 18,33
103,00 3800 92,42 8,99 11,54 20,53
102,40 4000 97,28 9,46 13,45 22,92
100,55 4200 102,14 9,94 15,58 25,51
97,35 4400 107,01 10,41 17,91 28,32
92,70 4600 111,87 10,88 20,46 31,35
86,50 4800 116,74 11,36 23,25 34,61

29

i0-2=5,3 i0-3=4,6
V Prul Pa Prul+Pa V Prul Pa Prul+Pa
22,03 2,14 0,16 2,30 25,38 2,47 0,24 2,71
27,53 2,68 0,31 2,98 31,72 3,09 0,47 3,55
33,04 3,21 0,53 3,74 38,07 3,70 0,81 4,51
38,54 3,75 0,84 4,59 44,41 4,32 1,28 5,60
41,30 4,02 1,03 5,05 47,58 4,63 1,57 6,20
44,05 4,29 1,25 5,53 50,75 4,94 1,91 6,85
49,56 4,82 1,78 6,60 57,10 5,55 2,72 8,28
55,06 5,36 2,44 7,80 63,44 6,17 3,73 9,90
60,57 5,89 3,25 9,14 69,79 6,79 4,97 11,76
66,08 6,43 4,22 10,64 76,13 7,41 6,45 13,86
71,58 6,96 5,36 12,32 82,48 8,02 8,20 16,22
77,09 7,50 6,70 14,19 88,82 8,64 10,24 18,88
82,60 8,03 8,24 16,27 95,16 9,26 12,60 21,85
88,10 8,57 9,99 18,57 101,51 9,87 15,29 25,16
93,61 9,11 11,99 21,09 107,85 10,49 18,34 28,83
99,12 9,64 14,23 23,87 114,20 11,11 21,77 32,88
104,62 10,18 16,74 26,91 120,54 11,73 25,60 37,33
110,13 10,71 19,52 30,23 126,89 12,34 29,86 42,20
115,63 11,25 22,60 33,85 133,23 12,96 34,56 47,52
121,14 11,78 25,98 37,77 139,58 13,58 39,74 53,32
126,65 12,32 29,69 42,01 145,92 14,19 45,41 59,60
132,15 12,86 33,73 46,59 152,26 14,81 51,59 66,41

30

i0-4=3,9 i0-5=3,68
V Prul Pa Prul+Pa V Prul Pa Prul+Pa
29,93 2,91 0,39 3,30 31,72 3,09 0,47 3,55
37,42 3,64 0,77 4,41 39,65 3,86 0,91 4,77
44,90 4,37 1,32 5,69 47,58 4,63 1,57 6,20
52,38 5,10 2,10 7,20 55,51 5,40 2,50 7,90
56,12 5,46 2,58 8,04 59,48 5,79 3,08 8,86
59,86 5,82 3,14 8,96 63,44 6,17 3,73 9,90
67,35 6,55 4,46 11,02 71,37 6,94 5,31 12,26
74,83 7,28 6,12 13,40 79,30 7,71 7,29 15,00
82,31 8,01 8,15 16,16 87,23 8,49 9,70 18,19
89,80 8,74 10,58 19,32 95,16 9,26 12,60 21,85
97,28 9,46 13,45 22,92 103,10 10,03 16,01 26,04
104,76 10,19 16,80 27,00 111,03 10,80 20,00 30,80
112,25 10,92 20,67 31,59 118,96 11,57 24,60 36,17
119,73 11,65 25,08 36,73 126,89 12,34 29,86 42,20
127,21 12,37 30,09 42,46 134,82 13,11 35,81 48,93
134,69 13,10 35,72 48,82 142,75 13,89 42,51 56,40
142,18 13,83 42,01 55,84 150,68 14,66 50,00 64,66
149,66 14,56 48,99 63,55 158,61 15,43 58,32 73,74
157,14 15,29 56,72 72,00 166,54 16,20 67,51 83,71
164,63 16,01 65,21 81,22 174,47 16,97 77,62 94,59
172,11 16,74 74,51 91,25 182,40 17,74 88,69 106,43
179,59 17,47 84,66 102,13 190,33 18,51 100,77 119,28

31

i0-6=2,5
V Prul Pa Prul+Pa
46,69 4,54 1,49 6,03
58,37 5,68 2,91 8,58
70,04 6,81 5,02 11,84
81,71 7,95 7,97 15,92
87,55 8,52 9,81 18,33
93,39 9,08 11,90 20,99
105,06 10,22 16,95 27,17
116,74 11,36 23,25 34,61
128,41 12,49 30,95 43,44
140,08 13,63 40,18 53,80
151,76 14,76 51,08 65,84
163,43 15,90 63,80 79,70
175,10 17,03 78,47 95,50
186,78 18,17 95,23 113,40
198,45 19,30 114,23 133,53
210,12 20,44 135,59 156,03
221,80 21,58 159,47 181,05
233,47 22,71 186,00 208,71
245,14 23,85 215,32 239,16
256,82 24,98 247,56 272,55
268,49 26,12 282,88 309,00
280,17 27,25 321,41 348,66
Tabel 3.5 – Rezultatele incercărilor pentru determinarea raportului transmisiei principale

După analiza valorilor din tabel p entru transmisia principală valoarea cea mai optimă este 3,68 .
Se adoptă : 𝑖0=3,68.

32
Cap.4 Softul CAD

Calcul ele pentru transmisia principală au fost realizate î n programul Autodesk Inventor
Proffesional 2016.Toate datele prezentate mai jos sunt preluate de pe site -ul companiei.

4.1 Prezentarea programului si a modului de lucru

Autodesk Inventor este un soft de proi ectare cu o multitudi ne de funcț ii cu aplicație în inginerie
mecanică ș i nu numai. Programul realizează angrenaje conice, cilindrice, melcate, arbori etc. prin
introducerea anumitor parametrii specifici. Acesta dispune de o librărie vastă ce cuprinde: rulmen ți, o-ring-
uri, cur ele, șurubur i și piulițe care pot fi folosite de către utilizator î n proiectarea ansamblului.
În figura 4.1 este prezentată iconița de pornire a programului iar în figura 4.2 este prezentată interfața
programului, prima fereastră care apare la deschiderea de către utilizator a softului.

Fig.4.1 – Logo -ul programului [19]

33

Fig.4.2 – Interfaț a programului

După cum putem observa programul dispune atâ t de crearea unei singure piese (primul cerculeț
din stânga) cât ș i de crearea unui ansamblu (cerculeț ul din mijloc). Programul deține și o funcț ie de creare
a desenelor 2D pe baza mode lului 3D creat anterior (cerculeț ul din dreapta).
Funcția folosită în această lucrare este cea pentru ans amblu care ne va deschide o altă
interfață (fig.4.3) unde vom putea accesa mai multe funcții ale programului dar în special vom putea accesa
funcțiile care au fost folosite pentru crearea modelului 3D d in această lucrare.

Fig.4.3

34
Funcțiile de care avem nevoie se află î n meniul “Design”, submeniul “Power Transmission” ș i
submeniul “Fasten”. Celelalte submeniuri ale meniului “Design” sunt pentru real izarea cadrelor,
structurilor cât ș i pentru introduce rea și calcularea arcurilor.
Pentru realizar ea angrenajelor am folosit funcția “Spur Gear” și funcț ia “Bev el Gear” (figura 4.4)

Fig.4.4 – Submeniul “Power Transmission”

Tot în acest submeniu se află funcția “Shaft” folosită pentru realizarea arborilo r din această lucrare,
funcția “Bearing” folosită pentru introducerea și calcularea rulmenților, funcț ia “Parallel Splines” pentru
realizarea canelurilor și a dinților, funcț ia “O -Ring” pentr u introducerea inelelor de etanșare, funcț ia “Key”
pentru introdu cerea și calcularea penelor și funcț ia “Disc Cam” pentru realizarea ș i calculul camelor.
(figura 4.4).

Pentru realiz area angrenajelor este nevoie să accesam funcția pentru crearea ansamblu lui(fig4.2),
să salvă m ansam blul respectiv cu numele dorit în locația dorită și să accesăm din meniul “Design” funcț ia
“Spur Gear” (fig.4.4).
Odată cu deschiderea funcției “Spur Gear” ne va apă rea fereastra din fig4.5 unde am introdus o
parte din parametrii unui angrenaj cilindric (raport de transmisie, număr de dinți ș i modul , unghi de
înclinare al dinților ș i grosimea ) iar programul calculează rezistenț a angrenajului la di ferite solicită ri.

35

Fig.4.5 – funcția “Spur Gear”

În cazul î n care a ngrenajul cu parametrii introduși nu rezistă solicitarilor programul va afișa î n
partea de jos un mesaj cu culoarea roșie în care ne va atenționa că angrenajul nu rezistă și că parametrii
introdu și inițial trebuiesc modificaț i (fig4.6).

Fig.4.6 – introducerea greșită a parametrilor iniț iali

36
După cum puteam vedea în figura 4.5 funcț ia “Spur Gear” deține ș i un submeniu de calcule unde
am introdus puterea, turația și cuplul autovehiculului ales și materialele pentru cele 2 roț i ale angrenajului.
Din baza de date programul afișează automat proprietăț ile materialelor alese (fig4.7).

Fig4.7 – Partea de calcule

37
După ce am introdus datele iniț iale de proiectare enumerate mai sus iar programul ne -a confirmat
corectitudinea acestora putem a ccesa lista de calcule realizată de program apăsând pe carnețelul din colț ul
din dreapta al ferestrei (fig 4.8 si fig 4.9).

Fig.4.8 – Accesarea calculelor

Fig4.9 – O parte din calculele realizate de soft

38
Pentru realiza rea arborilor se va folosi funcția “Shaft” din același meniu ca ș i angrenajele
prezentate mai sus. După accesarea funcț iei se va deschide o fereastră ca in fig 4.10.

Fig.4.10 – Generarea arborilor

În fereastra deschisă am introdus secț iunile arborilor fiecare cu diametrul ș i lungimea
corespunzatoare. La fel ca și la angrenaje funcț ia “Shaft” are posibilitatea calculă rii încărcărilor pe arbori
și accesarea calculelor în cazul î n care datele au fost introduse corect (figura 4.11).

39

Fig.4.11 – Partea de calculul arborilor

Pentru utilizarea rulmenților din librăria programului accesăm funcția “Bearing” din același
submeniu ca și la angrenaje ș i ca și la arbori. Programul va afișa o fereastră unde vom alege suprafața unde
vrem să poziționăm rulmentul și în funcție de diametrul pe care îl selectăm programul va afișa o listă de
rulmenți corespunză toare (fig4.12).

40

Fig.4.12. – Selectarea rulmenț ilor

Și această funcție deț ine partea de calcul pe baza date lor introduse de utilizator inițial după cum se
poate observa î n (fig4.13).

41

Fig.4.13. – Calculul rulmenț ilor

42
Cap.5 Calculul transmisiei principale și al diferenț ialului
5.1 Calculul transmisiei principale

Fig.5. 1 si 5.2 – Transmisia principală , modelul 3D pe baza calculelor

43

Parametrii angrenajului
Raportul de transmisie i 2,9167 ul
Raportul de transmisie ideal iin 2,9170 ul
Modul m 3,000 mm
Unghi de înclinare al dinț ilor β 35,0000 deg
Unghi de presiune α 20,0000 deg
Distanț a dintre axe aw 172,129 mm
Pasul p 9,425 mm
Pasul la bază ptb 10,514 mm
Unghi de presiune tangenț ial αt 23,9568 deg
Unghiul de înclinare al dinților la bază βb 32,6146 deg
Modulul tangenț ial mt 3,662 mm
Pasul tangenț ial pt 11,506 mm
Suprafaț a de contact ε 4,0199 ul
Suprafața transversală de contact εα 1,2813 ul
Raportul de suprapunere εβ 2,7386 ul
Limita devierii de la paralelism fx 0,0140 mm
Limita devierii de la paralelism fy 0,0070 mm

Parametrii r oților
Pinion Coroană
Numarul de dinț i z 24 ul 70 ul
Diametrul d 87,896 mm 256,363 mm
Diametrul exterior da 93,896 mm 262,363 mm
Diametrul de fund df 80,696 mm 249,163 mm
Diametrul cercului de bază db 80,324 mm 234,277 mm

44
Grosimea b 45,000 mm 45,000 mm
Raportul grosimii br 0,5120 ul 0,1755 ul
Grosimea dintelui s 4,712 mm 4,712 mm
Grosimea tangențială a dintelui st 5,753 mm 5,753 mm
Grosimea curburii tc 4,161 mm 4,161 mm
Dimensiunea curburii W 41,626 mm 124,732 mm
Dimensiunea curburii dintelui zw 5,000 ul 14,000 ul
Limita devierii unghiului de î nclinare Fβ 0,0140 mm 0,0150 mm
Limita devierii pasului axial fpt 0,0085 mm 0,0090 mm
Limita devierii pasului de baza fpb 0,0080 mm 0,0085 mm

Încărcă ri
Pinion Coroană
Putere P 74,142 kW 72,659 kW
Turaț ie n 2400,00 rpm 822,86 rpm
Moment T 295,000 N m 843,208 N m
Eficiență η 0,980 ul
Forța radială Fr 2982,534 N
Forța tangențială Ft 6712,496 N

45
Forța axială Fa 4700,140 N
Forța normală Fn 8720,346 N
Viteza circumferențială v 11,045 mps
Turaț ia de rezonanță nE1 10532,996 rpm
Material
Pinion Coroană
16MnCr5 15NiCr6
Rezistența la tracț iune Su 785 MPa 880 MPa
Rezistenț a la un anumit randament Sy 588 MPa 635 MPa
Modulul de elasticitate E 206000 MPa 206000 MPa
Raportul lui Poisson μ 0,300 ul 0,300 ul
Limita de î ncovoiere σFlim 700,0 MPa 700,0 MPa
Limita de contact la oboseală σHlim 1270,0 MPa 1270,0 MPa
Duritatea miezului dintelui JHV 210 ul 210 ul
Duritatea marginilor dintelui VHV 650 ul 650 ul
Exponentul pentru î ndoire Wohler qF 9,0 ul 9,0 ul
Exponentul pentru contact Wohler qH 10,0 ul 10,0 ul
Tipul de tratament type 4 ul 4 ul
Rezistenț a
Factori de î ncarcare
Factorul aplicant KA 1,200 ul
Factorul dinamic KHv 1,208 ul 1,208 ul
Factorul de încarcare al feț ei KHβ 1,201 ul 1,147 ul
Factorul de î ncarcare transversal KHα 1,122 ul 1,122 ul
Factor de supraî ncarcare KAS 1,000 ul

46

Factori de contact
Factor de elasticitate ZE 189,812 ul
Factor zonal ZH 2,131 ul
Factorul raportului de contact Zε 0,883 ul
Factorul de c ontact la o singură pereche de dinț i ZB 1,000 ul 1,000 ul
Factorul de durată ZN 1,000 ul 1,000 ul
Factorul de ungere ZL 0,967 ul
Factorul de duritate ZR 1,000 ul
Factorul de turaț ie Zv 1,003 ul
Factorul unghiului de î nclinare Zβ 0,905 ul
Factorul de mă rime ZX 1,000 ul 1,000 ul
Factor de întarire al efortului ZW 1,000 ul
Factori pentru î ncovoiere
Factorul de formă YFa 2,402 ul 2,180 ul
Factor de corecț ie la efort YSa 1,746 ul 1,920 ul
Factor de crestătură al dinț ilor YSag 1,000 ul 1,000 ul
Factorul unghiului de î nclinare Yβ 0,750 ul
Factorul raportului de contact Yε 0,665 ul
Factor de încarcare alternativă YA 1,000 ul 1,000 ul
Factor de producț ie al tehnologiei YT 1,000 ul 1,000 ul
Factor de sensibilitate al crestă turii Yδ 1,253 ul 1,280 ul
Factor de dimensiune YX 1,000 ul 1,000 ul

47

Rezultate
Factorul de singuranță la ciupire SH 1,805 ul 1,805 ul
Factorul de singuranță la ruperea dinț ilor SF 4,522 ul 4,628 ul
Siguranța statică î n contact SHst 3,450 ul 3,450 ul
Siguranța statică în î ncovoiere SFst 9,024 ul 9,039 ul
Verificarea calculelor Pozitiv

48
5.2 Calculu l diferenț ialului

Fig.5.3 – Diferenț ialul, model 3D realizat pe baza calculelor.
Parametrii angrenajului
Raportul de transmisie i 0,8421 ul
Modulul tangenț ial met 4,000 mm
Unghiul de înclinare al dinț ilor β 0,00 deg
Unghiul de presiune αt 20,0000 deg
Unghiul arborelui Σ 90,00 deg
Raportul de contact ε 1,6397 ul
Limita devierii de la paralelism fx 0,0120 mm
Limita devierii de la paralelism fy 0,0060 mm
Distanța echivalentă î ntre axe av 116,024 mm
Raza cercului de divizare Re 71,063 mm
Raza medie a cercului de divizare Rm 56,863 mm

49
Parametrii roț ilor
Roata solară Satelit
Numarul de dinț i Z 19,000 ul 16,000 ul
Deplasarea tangențială Xt 0,0000 ul -0,0000 ul
Dimensiunea diametrului de capă t De 76,000 mm 64,000 mm
Dimensiunea diametrului de mijloc Dm 60,855 mm 51,246 mm
Diametrul exterior de capă t dae 81,153 mm 70,119 mm
Diametrul exterior al capă tului mic dai 48,809 mm 42,173 mm
Diametrul de fund al capă tului mare dfe 69,816 mm 56,657 mm
Distanța de vâ rf Ae 28,940 mm 35,423 mm
Distanț a de v ârf la capă tul mic Ai 17,406 mm 21,305 mm
Unghiul conului δ 50,7106 deg 39,2894 deg
Unghiul exterior al conului δa 54,7353 deg 43,3141 deg
Unghiul de fund al conului δf 45,8845 deg 34,4633 deg
Grosimea b 19,800 mm
Raportul grosimii br 0,3996 ul
Adâncimea dinț ilor he 11,000 mm 11,000 mm
Grosimea dinților de capă t se 7,854 mm 7,854 mm
Grosimea curburii tc 6,935 mm 6,935 mm
Limita devierii unghiului de î nclinare Fβ 0,0120 mm 0,0120 mm
Limita de rupere a circumferinț ei Fr 0,0220 mm 0,0220 mm
Limita devierii pasului axial fpt 0,0090 mm 0,0090 mm
Limita devierii pasului de bază fpb 0,0085 mm 0,0085 mm
Numar de dinț i echivalent zv 34,742 ul 23,257 ul
Grosimea dintelui î n partea de sus sa 0,7499 ul 0,7122 ul

50

Încărcă ri
Roata solară Satelit
Putere P 34,474 kW 33,784 kW
Turaț ie n 823,00 rpm 1005,89 rpm
Moment T 400,000 N m 320,727 N m
Eficiență η 0,980 ul
Forța tangențială Ft 9088,883 N
Forța normală Fn 9672,188 N
Forța radială în direcț ia 1 Fr1 2094,803 N 2560,315 N
Forța radială în direcț ia 2 Fr2 2094,803 N 2560,315 N
Forța axială în direcț ia 1 Fa1 2560,315 N 2094,803 N
Forța axială în direcț ia 2 Fa2 2560,315 N 2094,803 N
Viteza circumferențială v 3,793 mps
Turația de rezonanță nE1 18947,944 rpm

51
Materialele
Roata so lară Satelit
16MnCr5 16MnCr5
Rezistența la tracț iune Su 785 MPa 785 MPa
Rezistenț a la un anumit randament Sy 588 MPa 588 MPa
Modulul de elasticitate E 206000 MPa 206000 MPa
Raportul lui Poisson μ 0,300 ul 0,300 ul
Limita de î ncovoiere σFlim 700,0 MPa 700,0 MPa
Limita de contact la oboseală σHlim 1270,0 MPa 1270,0 MPa
Duritatea miezului dintelui JHV 210 ul 210 ul
Duritatea marginilor dintelui VHV 650 ul 650 ul
Exponentul pentru î ndoire Wohler qF 9,0 ul 9,0 ul
Exponentul pentru contact Wohler qH 10,0 ul 10,0 ul
Rezistenț a la un anumit randament type 4 ul 4 ul

Rezistenț a
Factori de încă rcare
Factorul aplicant KA 1,200 ul
Factorul dinamic KHv 1,031 ul 1,031 ul
Factorul de încărcare al feț ei KHβ 1,110 ul 1,080 ul
Factorul de încă rcare transversal KHα 1,000 ul 1,000 ul
Factor de supraîncă rcare KAS 1,000 ul

Factori de contact
Factor de elasticitate ZE 189,812 ul
Factor zonal ZH 2,495 ul
Factorul raportului de contact Zε 0,887 ul
Factorul de cont act la o singură pereche de dinț i Zk 0,850 ul

52
Factorul de durată ZB 1,000 ul 1,034 ul
Factorul de ungere ZN 1,000 ul 1,000 ul
Factorul de duritate ZL 0,967 ul
Factorul de turaț ie ZR 1,000 ul
Factorul unghiului de î nclinare Zv 0,976 ul
Factorul de mă rime Zβ 1,000 ul
Factor de intă rire al efortului ZX 1,000 ul 1,000 ul

Factori pentru î ncovoier e
Factor de formă YFa 2,469 ul 2,690 ul
Factor de corecț ie la efort YSa 1,714 ul 1,637 ul
Factor de crestătură al dinț ilor YSag 1,000 ul 1,000 ul
Factorul unghiului de î nclinare Yβ 1,000 ul
Factorul raportului de contact Yε 0,707 ul
Factorul angrenajului conic Yk 1,000 ul
Factor de încărcare alternativă YA 1,000 ul 1,000 ul
Factor de producție al tehnologiei YT 1,000 ul 1,000 ul
Factor de sensibilitate al crestă turii Yδ 1,213 ul 1,206 ul
Factor de dimensiune YX 1,000 ul 1,000 ul

Rezultate
Factorul de singuranță la ciupire SH 1,052 ul 1,017 ul
Factorul de singuranță la ruperea dinț ilor SF 2,653 ul 2,537 ul
Siguranța statică î n contact SHst 2,282 ul 2,206 ul
Siguranța statică în î ncovoiere SFst 5,470 ul 5,258 ul
Verificarea calculelor Pozitiv

53
5.3 Calculul bolț ului satelitului

Pentru acest subcapitol am folosit formule din lucrarea [1].
Determinarea forț ei de forfecare:
𝐹=𝑀𝑚𝑎𝑥 ∗𝑖𝑐𝑣1∗𝑖0∗𝜗𝑡𝑟
𝑛∗𝑅𝑚[𝑑𝑎𝑁 ∗𝑐𝑚]
Unde: 𝑀𝑚𝑎𝑥 – momentul motor maxim
𝑀𝑚𝑎𝑥 =2950 [𝑑𝑎𝑁 ∗𝑐𝑚]
𝑖𝑐𝑣1 – raportul pentru treapta întă i
𝑖0 – raportul transmisiei principale
𝜂𝑡𝑟 – randamentul cutiei de viteze
n – numarul sateliț ilor
𝑅𝑚 – raza medie a cercului de divizare a pinionului
𝑅𝑚=5.68[𝑐𝑚]
𝐹=2950 ∗3.76∗3.68∗0.93
2∗5.68=3341 ,66[𝑑𝑎𝑁 ∗𝑐𝑚]

Efortul unitar la forfecare:
𝜏𝑓=4∗𝐹
𝜋∗𝑑2
𝜏𝑎=500 …1000 [𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2]
Unde: d – diametrul bolțului sateliț ilor
Se adoptă d=2[cm]
𝜏𝑓=4∗3341 ,66
3,14∗22=1064 ,2[𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2]
Valoa rea adoptată pentru diametrul bolțului sateliț ilor va rezista la solicitările de forfecare în urma
calculelor .

54

5.3 Calculul rulmenț ilor

Fig.5.4 – Rulmenții folosiți în modelul 3D și calculați mai jos
Stânga (Rulmentul 1) ș i dreapta (Rulmentul 2).

Rulmentul 1
Încărcă ri
Încărcarea radială a rulmentului Fr 2094 N
Încărcarea axială a rulmentului Fa 2560 N
Turaț ia n 823 rpm
Factorul static de siguranță s0 2,0 ul

55
Rulmentul
Modelul rulmentului ISO 355 (3CE – 45 x 80 x 26)
Diametrul interior d 45,000 mm
Diametrul exterior D 80,000 mm
Grosimea B 26,000 mm
Unghiul nominal de contact α 14 deg
Încărcarea dinamică de bază C 72000 N
Încărcarea statică de bază C0 64000 N
Factorul dinamic de încărcare radială X 0,60 ul / 0,60 ul
Factorul dinamic d e încărcare axială Y 0,50 ul / 0,50 ul
Valoarea limită a Fa/Fr e 0,40 ul
Factorul static de încărcare radială X0 0,60 ul
Factorul static de încărcare axială Y0 0,50 ul

Durata de viață
Metoda de calcul ANSI/AFBMA 9 -1990 (ISO 281 -1990)
Durata minimă de viață cerută Lreq 10000 hr
Fiabilitatea impusa Rreq 90 ul
Factor de reglare al duratei de viață pentru
proprietăț ile speciale ale rulmentului a2 1,00 ul
Facto r de reglare al duratei de viață pentru
condiț iile de operare a3 1,00 ul
Temperatura de lucru T 100 c
Factor de putere adițională fd 1,00 ul

Ungerea
Factor de fricț iune μ 0,0018 ul
Ungerea Ulei

56
Rezultate
Durata de viață L10 1413072 hr
Durata de viață ajustată Lna 1413072 hr
Factorul de siguranță static s0c 25,23261 ul
Puterea pierd ută prin frecare Pz 8,85322 W
Încărcarea minimă necesară Fmin 1280 N
Încărcarea statică echivalentă P0 2536 N
Încărcarea dinamică echivalentă P 2536 N
Factor de suprarotație kn 0,000 ul
Ajustarea factorului de durată pentru fiabilitate a1 1,00 ul
Factorul de tem peratură ft 1,00 ul
Turația echivalentă ne 823 rpm
Turația minimă nmin 823 rpm
Turația maximă nmax 823 rpm
Verificarea rezistenț ei Pozitiv

Am folosit 2 rulmenț i (axiali -radiali cu role conice) identici, din această cauză am introdus
calculele pentru un singur rulment. Rulmentul de pe arborele secundar al cutiei de viteze este pus
informativ pe desenul de ansamblu deoarece nu intra î n tema de proiect.

57
5.4 Calculul diametrului arborelui planetar

Determinarea diametrului interior al arborelui planetar:
𝑑𝑖=√𝛽∗𝑀𝑚𝑎𝑥
0,2∗𝜏𝑡𝑎3[𝑐𝑚]
Unde: 𝛽 – coeficientul de siguranță și se alege î ntre 1,30…1,75
Se adoptă valoarea: 𝛽=1,4
𝜏𝑡𝑎 – solicitarea admisibilă la torsiune și se alege î ntre 1000…1200 MPa
𝜏𝑡𝑎=1200 MPa
𝑑𝑖=√1,4∗2950
0,2∗12003=2,58[𝑐𝑚]
Conform 1770 -86 se adoptă : 𝑑𝑖=2,8 [𝑐𝑚]
Alegerea dimensiunilor din STAS 1770 -86 [5]
de – diametrul exterior al arborelui planetar
de = 3,4 [cm]
b – lațimea canelurii
b = 7
z – numă rul de caneluri
z = 6
Determinarea forței care acționează pe roțile motoare î n parte:
𝐹𝑟𝑠 =𝐹𝑟𝑑=𝑀𝑚𝑎𝑥 ∗𝑖𝑐𝑣1∗𝑖0
𝑟𝑟∗𝑘
rr=29,3 [cm]
k – coeficientul de blocare al diferenț ialului
Se adoptă conform bibliografiei pentru această valoare a fost indicat k=0.7
𝐹𝑟𝑠 =𝐹𝑟𝑑 =2950 ∗3.76∗3.68
29.3∗0.7=975 .18
Momentul de torsiune
Mt=𝐹𝑟𝑠(𝑟𝑑)∗𝑟𝑟[𝑑𝑎𝑁 ∗𝑐𝑚]
Mt=975.18*29.3=28572.77[daN*cm]
Efortul unitar la torsiune:
𝜏=𝑀𝑡
0.2∗𝑑3
Unde: d – diametrul arborelui planetar
Se adoptă : d=3.4[cm]

58
𝜏=28572 .77
0.2∗3.23=3634,84 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2]
𝜏𝑎=3500 …4200 [𝑑𝑎𝑁 /𝑐𝑚2] Valoarea admisibilă din lucrare a [1]
Diametrul ales pentru arborele planetar rezistă la torsiune.

59
Cap.6 Diagnosticarea și î ntreținerea transmisiei principale și a
diferenț ialului

6.1 Diagnosticarea și întreț inerea transmisiei principale

Transmisia principală are o construcție simplistă rezultand faptul ca defecț iunile la acest angrenaj
sunt mai reduse. Totuți pot apărea defecț iuni la nivelul fusurilor rulmenților care se pot recondiț iona
cu metoda de umplere cu sudura după care se rectifică la cota nominală .
Alte de fecțiuni pot apă rea la nivelul pinionului de atac cum ar fi uzurile excesive. [8]

6.2 Diagnosticarea și întreținerea diferenț ialului

Defecțiunile care pot apă rea sunt uzura sau chiar ruperea suprafeț elor de contact (dantura). Uzurile
excesive ale danturii se datorează mai multor cauze cu m ar fi reglajul incorect al frânelor sau diferența
dintre roț ile montate pe axa motoare.
O alta defecțiune poate fi ruperea bolțului sateliților din cauza suprasolicită rii. Aceștia pot avea
uzuri care depășesc limita admisibi lă la fusurile sateliților și se recondiționează prin cromare dură .
Defecț iunea la nivelul arborilor planetari se datorează deterioriarii canelurilor ceea ce poate duce
chiar la ruperea arborilor planetari. Aceste defecț iuni a par la suprasolicitarea diferențialului pe termen
îndelungat.
Alte defecțiuni mai pot apărea la nivelul gă urilor de prindere a casetei de coroană . Deteriorarea
sau ruperea f iletului din cauza suprasolicită rilor. [8]

60
Bibliografie

1) Fratila Gh. Calculul și construcția automobilelor , Editura: Di dactică și pedagogică,1976
2) Radulescu Gh., Gheorghiu N., Munteanu C., Vosa F., Raseev M., Îndrumar de proiectare în
construcția de mașini , vol.III, editura Tehnica,1986
3) Husein Gheorghe, Tudose Mihail, Desen Tehnic , editura Didactic ă și pedagogică,1975
4) Blaga Vasile, Fodor Dinu, Dinamica autovehiculelor rutiere , Editura Universității din
Oradea,2002
5) ***STAS 1768 -68 Arbori si butuci ca nelati cu profil dreptunghiular, Seria mijlocie
6) Dragomir G., Curs de calculul și construcția autovehiculelor
7) Tarca I., Curs de Organe de masini I si II
8) http://www.scrigroup.com/tehnologie/tehnica -mecanica/DIFERENTIALUL52865.php
9) http://talleractual.com/informes -tecnicos/suspension -y-direccion/2201 -el-diferencial -tipo-torsen –
active -drive
10) http://www.e -automobile.ro/categorie -transmisii/111 -diferential -auto.html
11) https://www.sc ribd.com/document/27675300/Cap -6-2-Caneluri -Drept
12) https://newpartsauto.wordpress.com/2012/08/30/transmisia -principala/
13) http://www.diodor.ro/images/produse/galerie/31/31_image_1.jpg
14) http://www.mobilindustrial.ro/current_version/online_docs/ COMPENDIU/drex_angrenaje_cus
tom.png
15) https://teachingfactory.files.wordpress.com/2013/09/cropped -roda-gigi1.jpg
16) http://www.helicalgearboxes.com/wp -content/uploads/2013/09/photo -12.jpg
17) https://www.auto -data.net/ro/?f=showCar&car_id=8882
18) https://d2t1xqejof9utc.cloudfront.net/screenshots/pics/089480f77dcf8e372cd4c1c59ec8627d/ori
ginal.JPG
19) http://millbrookrobotics.com/wp -content/uploads/2017/01/fearless -multi -cad-inventor -logo.png
20) http:// www.scrigroup.com/files/tehnica -mecanica/1317_poze/image020.jpg

61
Opis

Lucrarea conține :

Nr.crt. Tip Buc.
1. Pagini scrise 61
2. Figuri 31
3. Tabele 27
4. Formule 25
5. Desen format A1 1
6. Desen format A2 2