Proiectarea Unei Cutii de Viteze Pentru Autocamionul Roman 10215f

CAPITOLUL I

NOȚIUNI GENERALE

Automobilul este un vehicul rutier, carosat și suspendat elastic pe cel puțin 3 roți care se deplasează prin mijloace de propulsie proprii în diferite condiții de teren – destinat transportului direct sau prin tractare al unor încărcături ce pot fi bunuri, persoane, etc.

Evoluția automobilului

Automobilele moderne de azi reprezintă rezultatul eforturilor fizice și gândirii creatoare a multor generații la scară mondială și la dezvoltarea lor au concurat multe ramuri ale industriei. Ele reprezintă rezultatul unui proces destul de complicat de dezvoltare. Apariția lor este legată de descoperirea și perfecționarea mașinilor cu abur și a motoarelor cu ardere internă. Înainte de jumătatea secolului XIX au apărut primele automobile echipate cu mașini cu abur, iar către sfârșitul secolului se trece la folosirea motoarelor cu ardere internă.

Primele automobile aveau o construcție rudimentară, ce aduceau mai mult cu o trăsură fără cai, roți metalice, vitezele erau reduse, transmisia simplă și greutatea mare.

Începând cu secolul XX se folosesc roțile cu pneuri, se diversifică construcția de automobile, crește necontenit viteza de deplasare, se perfecționează transmisia, sistemul de rulare, caroseriile, se acordă o atenție deosebită problemei economicității, în special la automobile de transportat bunuri. Saltul mare în perfecționarea automobilelor: se introduc transmisiile hidraulice și electrice, se montează pe autocamioane (și tractoare) diferite mecanisme de lucru, se aplică procedee de mărire a siguranței de circulație și se reduce considerabil greutatea.

Precursorii români se remarcă prin contribuții originale la dezvoltarea și perfecționarea automobilului.

În anul 1880 Dumitru Văsescu, student la Paris, realizează un automobil original acționat cu abur.

Primul automobil aerodinamic a fost construit în anul 1923 de inginerul Aurel Persu. Autoturismul, fără diferențial și cu motorul în spate, a fost brevetat în mai multe țări.

Traian Vuia a brevetat în 1930 un automobil propulsat cu ajutorul generatorului cu abur Vuia.

După al doilea război mondial, în țara noastră au fost realizate de către unii ingineri și tehnicieni talentați un număr de câteva automobile prototip la care soluțiile utilizate în ceea ce privește motorul, transmisia și caroseria, s-au situat pe același plan cu automobilele străine de atunci, de aceeași capacitate cilindrică.

În anul 1953, începe la Brașov fabricarea autocamionului SR-101, cu sarcina utilă de 4t, echipat cu un motor cu aprindere prin scânteie în patru timpi cu șase cilindri verticali în linie.

Tot la întreprinderea de autocamioane Brașov s-a trecut la fabricarea autocamioanelor din familia Carpați (cu sarcina utilă de 3t) și Bucegi (cu sarcina utilă de 5t), echipate cu motorul SR-211, cu motor V8 aprindere prin scânteie.

În anul 1970, întreprinderea de Autocamioane din Brașov a început fabricarea autocamioanelor DAC și ROMAN, cu sarcina utilă de 8 și 10t, echipate cu motor Saviem D797-05 și o mare diversitate de autocamioane cu sarcina utilă cuprinsă între 10-27t, echipate cu motorul D2156 HMN8.

Pentru a mări puterea s-au introdus în fabricație motoare cu supraalimentare (turbo). În prezent autocamioanele DAC sunt echipate cu motoare D 2156 MTN 8R (șase cilindri în V cu supraalimentare și 1240 V8 DT (V8 cu supraalimentare de 320 și 360 cp), dar și cu alte tipuri de motoare produse de diverse firme străine și care corespund normelor de poluare impuse în țările Europei Occidentale.

La S.C. ROCAR S.A. din București se produc autoutilitare și autobuze destinate transportului urban și interurban.

Autoturisme de teren se produc la S.C. ARO S.A. din Câmpulung Muscel: ARO – 24 – diferite variante echipate cu motoare pe benzină L-25 sau cu motoare Diesel D-127, I-27 și mai nou motoare Toyota; ARO-10,4 cu motoare Dacia, Renault.

La Pitești-Colibași se află S.C. Dacia S.A. Aici se produc autoturisme Dacia 1100 și Dacia 1300 încă de la începutul ’70. Oferta s-a diversificat, astfel încât se produc Dacia 1307/Dacia 1304 (pick-up), Dacia Nova, Dacia NOVA, 2000 Dacia SUPER NOVA (grup motopropulsor de origine RENAULT Clio), si apoi din 2005 Dacia LOGAN, 2007 Logan MCV, si apoi 2008 Dacia SANDERO.

În Craiova în uzina în care au fost produse autoturismele OLTCIT și OLTENA, acum se asamblează automobile Daewoo Cielo, Nubira, Matiz etc.

Componentele principale ale autovehiculelor

Autovehiculele sunt organizate pe grupa de mecanisme asamblate după rolul și funcțiile necesare mișcării acestora. Din punct de vedere constructiv, un autovehicul cuprinde motorul, transmisia, sistemul de rulare, sistemul de conducere cu organele de comandă și frânare, caroseria, instalațiile auxiliare și alte dispozitive speciale.

Motorul reprezintă sursa de energie mecanică a autovehiculului, care este, de regulă, cu ardere internă sau electric (foarte rar întâlnit). Tipul de motor cel mai răspândit este cel clasic cu piston. Grupul motor cuprinde mecanismul motor (compus din mecanismul bielă – manivelă și mecanismul de distribuție) și instalațiile auxiliare (instalația de alimentare, instalația de curgere, instalația de răcire, instalația de aprindere și instalația de pornire). La alegerea motorului pentru un anumit tip de autovehicul se ține seama de destinație și condițiile de exploatare ale acestuia.

Transmisia autovehiculului asigură transmiterea puterii de la motor la roțile motoare. Conține ambreiajul, cutia de viteze, transmisia cardanică, reductorul central și diferențialul. Tipurile de transmisii folosite în construcția de autovehicule sunt diferite (mecanice, hidraulice, hidromecanice și electrice) și influențează atât asupra parametrilor constructivi, cât și asupra calităților dinamice și de trecere ale autovehiculului. În funcție de numărul roților motoare și nemotoare, autovehiculele pot fi realizate în diferite variante: 4×2, 4×4, 6×2, 6×4, 6×6, 8×4, 8×8. Motorul împreună cu transmisia și roțile motoare formează echipamentul de tracțiune al autovehiculului pe roți.

Sistemul de rulare conține cadrul autovehicului, care poate fi inclus și în caroserie, suspensia și punțile cu roțile din față și din spate. Toate acestea asigură susținerea elastică a masei autovehiculului pe sol și o rulare în condiții de siguranță și confort.

Sistemul de conducere cu organele de comandă și frânare cuprinde sistemele de comandă, de direcție și de frânare. Sistemul de direcție are rolul de a orienta roțile de direcție în funcție de felul traiectoriei mșcării autovehiculului și de a asigura acestuia o manevrabilitate bună. Sistemul de frânare asigură încetinirea sau oprirea autovehicului din mers, evitarea accelerării la coborârea pantelor și imobilizarea autovehiculului oprit.

Caroseria este structura autovehiculului construită și amenajată pentru transportul și protejarea persoanelor și mărfurilor, în funcție de tipul și destinația autovehiculului. Caroseria mai poate servi și pentru instalarea unor echipamente sau dispozitive. La autovehiculele la care lipsește cadrul (unele autoturisme) rolul de susținere al acestuia este preluat de caroserie, care, în acest caz, se numește caroserie portantă.

Instalațiile auxiliare și alte dispozitve speciale se referă la elementele de pornire, semnalizare, control, climatizare etc. Toate acestea au rolul de a îmbunătăți confortul și productivitatea autovehiculului în exploatare și de a mări siguranța în circulație.

Clasificarea autovehiculului

Clasificarea automobilelor se face în raport cu anumite criterii. Trebuie subliniat faptul că, în diverse țări sau după diverși autori, chiar în raport cu același criteriu, clasificările autovehiculelor nu sunt identice.

După destinație autovehiculele pot fi: pentru transportul persoanelor, pentru transportul mărfurilor și speciale.

După particularitățile constructive, autovehiculele se clasifică după tipul motorului și după felul transmisiei.

După tipul motorului:

cu motor termic (MAC, MAS, turbină de gaze etc),

cu motor electric (acționat de baterii acumulatoare sau pile de combustibil).

După felul transmisiei:

transmisie mecanică,

transmisie hidraulică,

transmisie hidromecanică,

transmisie electrică.

După capacitatea de trecere:

cu capacitate de trecere normală,

cu capacitate de trecere mare (automobile de teren).

O caracteristică importantă o reprezintă formula roților: 2pt x 2pm, unde:

pt – numărul total al punților sau osiilor;

pm – numărul punților motoare.

Astfel se întâlnesc automobile cu 2 sau mai multe punți: 4×2, 4×4, 6×4, 6×6, 8×4, 10×4, 10×6, 10×8, 10×10.

Autovehicule pentru transportul persoanelor

Autovehiculele pentru transportul persoanelor se clasifică în: autoturisme, autobuze și automobile de performanțe.

Clasificarea autoturismelor

Autoturismul este un autovehicul care, prin construcție și amenajare este destinat transortului de personae, având cel mult 9 (8+1) locuri. Poate tracta remorci cu greutatea mai mică ca a sa.

După capacitatea cilindrică a motorului:

– autoturisme foarte mici (microturisme): sub 6000 cmc;

– autoturisme mici: 600 – 1300 cmc;

– autoturisme mijlocii: 1300 – 2500 cmc;

– autoturisme mari: peste 2500 cmc.

După tipul caroseriei:

– cu caroserie închisă,

– cu caroserie deschisă,

– decapotabilă.

După forma caroseriei:

Berlină,

Coupe,

Cabriolet,

Autoturism de teren,

Autoturism sport,

Monovolum

După clase:

Clasa mini: sub 3,5 m

Ex: Smart, VW Lupo, Ford Ka, Daewoo Matiz

Clasa mică: 3,5 – 3,9 m

Ex: Skoda Fabia, Peugeot 206, VW Polo, Fiat Punto

Clasa compactă: 3,9 – 4,3 m

Clasa medie: 4,3 – 4,7 m

Ex: NMW Seria 3, Volvo S60, Mercedes C-Classe, Audi A6

Clasa de lux: peste 4,9 m

Ex: BMW Seria 7, Mercedes S-Classe, Audi A8, Cadillac Seville

Clasa sport:

Ex: Ferrari F550 Maranello, Porsche 911, Lamborghini Diablo

Clasa cabrio:

Ex: Mercedes SL, Mercedes SLK, BMW Seria 3 Cabrio

Clasa tot-terain:

Ex: Aro, Jeep Wrangler, Rouge Rover, Mercedes M-Classe

Clasa monovolume:

Ex: Renault Espace, VW Sharon, Opel Sintra.

Organizarea generală a autoturismelor

Este determinată de locul de dispunere al motorului și a punții motoare.

Soluția “clasică” – motorul se află amplasat în față, iar puntea spate este motoare.

Avantaje: Realizează o distrubuție uniformă a încărcăturii pe cele 2 punți ale autovehiculului, asigură o uzură uniformă a pneurilor, acces ușor la motor, sistem de răcire simplificat, în cazul impactului frontal asigură o protecție corespunzătoare

Dezavantaje: confort interior redus, nivel ridicat al vibrațiilor.

Soluția “totul în față” – grupul motor – transmisie se află față în față.

Avantaje: Coborârea centrului de greutate, stabilitate mare în viraje, volum mare în interior, amplasări diverse ale motorului și cutiei de viteze (longitudinal sau transversal).

Dezavantaje: la urcarea pantelor se micșorează greutatea aderentă, complicații constructive pentru puntea față, care este în același timp și punte motoare dar și punte directoare, manevrare dificilă a volanului.

Soluția “totul în spate” – motorul și puntea motoare sunt în spate. Este o soluție foate des întâlnită la autoturismele sport. Motorul poate fi amplasat atât longitudinal cât și transversal.

Avantaje: reducerea zgomotolui interior, gazele arse nu pătrund în habitaclu, coborârea centrului de masă, la urcarea unei pante greutatea aderentă crește, soluția permite o profilare aerodinamică mai bună la partea frontală.

Dezavantaje: consum de putere mai mare pentru instalație de răcire, necesitatea unor comenzi lungi și complicate, la impactul frontal nu se asigură protecția necesară.

Clasificarea autobuzelor

Autobuzul este un automobil care prin construcție și amenajare este destinat transportului de persoane și bagaje, având mai mult de 9 locuri (inclusiv cel al conducătorului). Poate tracta și remorci.

După destinație:

– urban locuri pe scaune și coridoare de trecere mari – pentru transportul în comun în orașe. Aceste autobuze pot fi și articulate, formate din 2 caroserii independente, legate între ele etanș și cuplate elastic printr-o articulație. Pentru ca suprafața să fie mai mare se mai întâlnesc și autobuze etajate – două nivele de locuri suprapuse.

– interurban – locuri pe scaune într-un număr mare și coridor de trecere îngust, iar pentru transportul bagajelor sunt amenajate locuri speciale pe acoperiș sau sub suprastructură.

– autocar – pentru transportul persoanelor pe distanțe lungi și numai pe scaune, având amenajat și loc pentru bagaje sub suprastructură.

După numărul de locuri și lungimea de gabarit:

– microbuze – până în 15 locuri și lungimea totală de 5 m

– autobuze de mică capacitate -15-30 locuri și lungime totală de până în 7,5 m

– autobuze de capacitate medie – 30-40 locuri și lungime totală de 7,5-9,5 m

– autobuze de capacitate mare – peste 40 de locuri și lungime totală de peste 9,5 m.

După modul de organizare generală:

cu amplasarea motorului în față

cu amplasarea motorului sub podea, la mijlocului autobuzului

cu amplasarea motorului în spate.

Clasificarea autovehiculelor de performanțe

Autoturismele de performanțe sunt construite special pentru realizarea unor performanțe deosebite:

– autovehicule de curse: – construcție specială,

– autoturisme sport: – roadster (cabrio)

– coupe

– autoturisme supersport: – motorul se află despus central, centrul de greutate foarte coborât, iar tracțiunea se face pe punte spate sau integrală permanentă prin intermediul unui vâscocuplaj.

Autovehicule pentru transportul mărfurilor

Autovehiculele pentru transportul mărfurilor și uneori al persoanelor, se clasifică după destinație și după încărcătura utilă, astfel:

Autoutilitară – caroseria închisă, cabină separată și încărcătura utilă până la 10.000 N,

autocamionetă – caroseria deschisă, eventual acoperită cu material textil, cabină separată pentru conducător, având încărcătura utilă de circa 15.000 – 20.000 N,

autocamion – caroserie deschisă, eventual acoperită cu material textil sau o platformă cu obloane laterale și o cabină separată.

Autocamioanele se clasifică în funcție de greutatea totală:

– autocamioane ușoare (Ga = 3,5…6,0t)

– autocamioane mijlocii (Ga = 6,0…12t)

– autocamioane grele (Ga = 12,0…19t)

– autocamioane supergrele (Ga peste 19t)

– autobasculantă – benă basculabilă și cabină separată de caroserie.

Autocamioanele au organizarea generală în funcție de dispunerea motorului față de cabină și platformă:

– motor dispus în fața cabinei (SR-131),

– motor dispus în cabină (ROMAN),

– motor dispus între cabină și platformă.

Dispunerea motorului în raport cu puntea față influențează lungimea totală a autocamionului, liberul acces la motor și modul de repartizare a sarcinii între punți.

Autovehicule cu destinație specială

Aceste autovehicule sunt destinate anumitor servicii și specializate pentru anumite transporturi:

autocisterna – echipată cu unul sau mai multe recipiente pentru transportul lichidelor,

autoizoterma – caroseria închisă, termoizolantă, fără instalație frigorifică, destinată transportului bunurilor perisabile,

autotractorul – amenajat numai pentru tractarea uneia sau mai multor remorci sau a altor vehicule,

autotractorul cu șa – amenajat numai pentru tractarea semiremorcilor prevăzute cu sistem de reazem-tracțiune prin care se preia o parte din greutatea semiremorcii și a încărcăturii utile.

Tot din categoria autovehiculelor cu destinație specială intră și autostropitoarele, autoscările, autoplugurile, autofrigorificele, autosanitarele etc.

CAPITOLUL II

CALCULUL DINAMIC

AL AUTOCAMIONULUI ROMAN 10215F

2.1. Date inițiale:

Motorul: Tip D 2156 HMN8 (licență MAN)

Diesel, 4 timpi, răcit cu apă

6 cilindri în linie, înclinați la 400

cilindreea: 10344 cmc

alezaj x sursă: 121 x 150 mm

raport de compresie: 17:1

puterea 158kW (215 CP)/2200 rpm

cuplu maxim 755 Nm/1500 rpm

turația motorului la relanti: 600 rpm

masa motorului uscat, fără ambreiaj: 810 Kg.

Dimensiuni:

lungimea totală: 8470 mm

lățimea totală: 2490 mm

înălțimea cabinei: 2920 mm

ampatament: 4500 mm

ecartament față: 2050 mm

ecartament spate: 1761 mm

Mase:

Greutatea totală: 16.000 Kg

Greutatea utilă: 9680 Kg

Greutatea proprie: 6320 Kg.

Rampa maximă: 30%

Cutia de viteze:

Tip AK6 – 80, nesincronizat

6 trepte de mers înainte și una de mers înapoi

Rapoarte de transmitere:

Treapta I: 7,53

Treapta II: 4,34

Treapta III: 2,63

Treapta IV: 1,62

Treapta V: 1,00 – priză direct

Treapta VI: 0,82

Mers înapoi: 7,03

Reductor – distribuitor:

Tip G – 450, cu următoarele rapoarte de transmitere:

mers pe șosea: raport 1:1

mers în teren: raport 1,83:1

diferențial blocabil între transmisia axei din față și spate

comanda este electro-pneumatică

Anvelope: 11 R – 20

Organizare: motorul amplasat sub cabină

Viteza maximă: 100 Km/h

2.2. Dimensiunile principale și capacitatea de trecere a autovehiculelor, figura 2.1

Dimensiunile de gabarit sunt lungimea A, lățimea D și înălțimea H:

A = 8470 [mm]

D = 2490 [mm]

H = 2920 [mm]

La autocamioane, înălțimea H este măsurată până la partea superioară a cabinei.

Ampatamentul L, este distanța între axele geometrice ale punților autovehiculului. Pentru autocamionul studiat, ROMAN 10215F, ampatamentul este: L = 4500 [mm]

Ecartamentul la roțile din față (E1) și la roțile din spate (E2), este distanța dintre planșele mediane ale roților care aparțin aceleiași punți. În cazul roților duble (puntea spate – la autocamioane), ecartament reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților duble.

E1 = 2050 [mm] E2 = 1761 [mm]

Consolele din față (C1) și din spate (C2), sunt distanțate dintre planul vertical care trece prin centrele roților din față, respectiv, din spate și punctul cel mai avansat sau cel mai devansat al autovehiculului.

Garda la sol sau lumina autovehiculului C, este distanța dintre partea cea mai de jos a șasiului (caroseriei) autovehiculului, complet încărcat și planul de susținere. Acest parametru arată înălțimea maximă a obstacolelor care pot fi trecute de autovehicul fără să le atingă. Partea cea mai de jos a autovehiculului poate fi baia de ulei, puntea din față, cartierul diferențialului sau un scut protector.

Raza longitudinală de trecere, Rl, reprezintă raza unei suprafețe cilindrice tangente la roțile din față, roțile din spate și la punctul cel mai de jos al autovehiculului, situat între punți. Dacă raza R1 este mică, capacitatea de trecere a autovehiculului este mai mare.

Raza transversală de trecere Rt, este raza suprafeței cilindrice tangente la punctul cel mai de jos din față sau din spate al autovehiculului, pe o distanță egală cu ecartamentul și la suprafețele interioare ale pneurilor. Dacă Rt are valori mici, autovehiculul are o capacitate mare de trecere în plan transversal.

Unghiurile de trecere din față α1 și din spate α2, sunt formate între tangentele la pneuri (față, respectiv spate) și partea cea mai din față, respectiv, spate a șasiului (caroseriei) și planul de atingere de către autovehicul a unor obstacole în cazul în care urcă o rampă sau coboară o pantă. Este posibilă atingerea obstacolelor mai ales în cazul în care unghiurile de trecere au valori mai mici.

Razele de viraj, Ri și Re, figura 2.2. arată posibilitatea autovehicului de a vira pe o suprafață redusă, la mersul cu o viteză mică și cu bracarea la maximum a roților de direcție. Pe lângă razele Re și Ri, în procesul de virare se mai definește decalajul a al aripii în raport cu raza exterioară virajului, precum și lățimea AV, care reprezintă spațiul minim necesar pentru întoarcerea autovehiculului. Diferența dintre raza exterioară Re și cea interioaraă Ri, se notează cu Bg și se numește fâșia de gabarit (Bg = Re – Ri).

De asemenea, capacitatea de trecere este influențată și de manevrabilitatea și stabilitatea autovehiculului, de calitatea și de aderența de care dispune mijlocul de transport respectiv.

Unghiurile la punte din față a autovehiculelor, figura 2.3.

Menținerea stabilității în mers a autovehiculelor în linie dreaptă sau în viraj, respectiv menținerea unei limite corecte de mers, este legată direct de unghiurile de la puntea față. Acestea sunt: de stabilitate (cădere) a roții, de înclinare transversală a pivotului și de convergență (de fugă) a roților.

Unghiul de stabilitate (cădere), notat cu α, este format între planul median al roții și planul vertical ce trece prin centrul petei de contact al roții pe calea de rulare. Prezența unghiului de stabilitate face ca asupra roții să acționeze o forța axială, care impinge butucul roții spre interior, micșorând pericolul ruperii piuliței de fixare din capul fuzetei, în cazul unghiului negativ. Acest unghi are drept scop și acela de a micșora momentul necesar bracării roților de direcție prin micșorarea brațului c, ce reprezintă distanța dintre urma axului pivotului pe calea de rulare și centrul petei de contact dintre roată și cale. Unghiul α = 0 … 2030’, valori mari fiind la autovehiculul vechi, sau poate avea valori negative.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului, este format de verticală și proiecția axului pivotului pe un plan vertical perpendicular pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului. Unghiul β contribuie la menținerea roții în poziție rectilinie. Acesta are valori cuprinse între 3… 80, valori mici fiind la autovehiculele grele.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului γ, este format de verticală și proiecția axului pivotului fuzetei pe planul longitudinal de simetrie ale autovehiculului. Acest unghi are scopul de a menține direcția rectilinie de mers a autovehiculului și este posibil datorită prezenței unui moment de redresare în cazul în care roata de direcție este blocată. Unghiul γ = 0 … 50 (100), valoarea poate avea valori negative care ușurează conducerea, dar micșorează stabilitatea.

Unghiul de convergență (de fugă) al roților, figura 2.4. exprimat în mm, reprezintă diferența distanțelor a și b între jantele roților din față măsurate înaintea și în spatele marginilor acestora într-un plan ce trece prin central roților paralel cu calea de rulare. Dacă a > b, convergența este pozitivă, iar dacă a < b, convergența este negativă.

Unghiul de convergență contribuie la mersul rectiliniu al autovehiculului, deoarece la viteze mari roțile de direcție au tendința de a rula spre exterior, datorită forțelor de rezistență la rulare, ceea ce va duce la poziționarea lor paralelă cu direcția de micșorare, în cazul convergenței pozitive.

Constructiv, convergența a-b este cuprinsă între 0…5 mm la autoturisme și 8…10 mm la autocamionae. La convergențe mari apar uzuri pronunțate ale roților de direcție.

2.3. Greutatea și capacitatea de încărcare a autocamionului ROMAN 10215F

Greutatea autovehiculului, figura 2.5 reprezintă suma greutăților tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția lui, la care se adaugă și greutatea încărcăturii în mod concret, greutatea autovehiculului va fi dată de suma:

Ga = G0 + Gu,

unde:

Ga – greutatea autocamionului,

G0 – greutatea proprie a autocamionului,

Gu – greutatea utilă transportată:

Ga = 16.000 [kg], G0 = 6320 [kg]; Gu = 9680 [kg].

La autocamioane:

Ga = G0 + 75n + Gu,

unde: n – număr de locuri în cabină = 3.

Astfel:

Ga = 6320 + 75·3 + 9680 Ga = 16.225 [kg]

Ținând seama de repartiția greutății pe cele două punți, se va scrie:

Ga = G1 + G2

Autocamioanele se apreciază cu ajutorul coeficientului de utilizare a greutății, ηG.

,

coordonatele centrului de masă, (a, b), se calculează în funcție de ampatamentul autovehiculului, L, folosind condițiile de echilibru, respective:

Pentru autocamioane:

Adoptăm: și

Astfel:

Pentru verificare:

L = a + b 4500 = 2790 + 1710

Pentru autocamioane, valorile înălțimii centrului de masă hg, sunt cuprinse între: hg = 0,8 … 1,3, în funcție de încărcătură.

2.4. Roțile de autovehicul

Siguranța circulației depinde de starea frânelor, direcției și, mai ales, de starea pneurilor, toate acestea corelate cu respectarea regulilor de conducere, de exploatare și de întreținere a autovehiculului.

Roțile autovehiculului sunt formate din butuc, disc, jantă și pneu:

Butucul roții se folosește pentru montarea roții de autovehicul, fiind prevăzut cu găuri pentru prezoane sau șuruburi.

Discul roții face legătura între butuc și jantă. Se execută din tablă de oțel, prin presare, uneori poate fi cu găuri sau cu spițe. Îmbinarea dintre disc și jantă se execută prin sudură.

Janta roții reprezintă partea pe care seaflă pneul. Aceasta are un profil care depinde de solicitările la care sunt supuse roțile. Se execută cu profil adânc, nedemontabile, cu profil cilindric sau ușor conic (5…150). Pe jantă se poate monta anvelopa cu sau fără cameră de aer.

Pneurile sunt organe ale roților autovehiculelor, prin intermediul cărora se realizează contactul între autovehicul și calea de rulare. Fiind în contact direct cu calea de rulare, anvelopele constituie partea cea mai importantă și mai complexă a roții.

Taloanele sunt părți rigide ale anvelopei, care servesc la fixarea rezistentă a acesteia pe jantă. Talonul este confecționat din inserții metalice acoperite cu un strat de cauciuc, ansamblu ce asigură rigiditatea necesară fixării anvelopei.

Banda de rulare reprezintă partea exterioară a anvelopei, fabricată dintr-un strat gros de cauciuc profilat și care face contactul dintre anvelopă și calea de rulare. Principalul rol al benzii de rulare este de a asigura o aderență corespunzătoare cu calea de rulare, atât în procesul tracțiunii, cât și al frânării și apoi de a proteja carcasa și camera împotriva acțiunilor mecanice și agenților atmosferici. Din aceste motive, banda de rulare trebuie să aibă o durabilitate mare și să posede proprietăți elastice. Banda de rulare e prevăzută cu o serie de nervure și canale de diverse forme având o grosime de 7…17 mm la pneurile pentru autoturisme și 14 … 32 mm la pneurile de autocamioane și autobuze.

Camera de aer are o formă de tor și este confecționată din cauciuc cu elasticitatea mare, cu grosimea peretului de 1,5 … 3 mm. Aceasta are diametrul exterior mai mic decât diametrul interior al anvelopei, deoarece prin umflare, diametrul mărindu-se, se realizează un contact normal cu suprafața interioară a anvelopei.

În scopul simplificării construcției pneurilor, în ultima vreme se trece ușor la anvelopele fără cameră care cer o jantă perfectă din punct de vedere al calității construcției.

Razele roților de autovehicul, figura 2.7

Anvelopele autovehiculelor sunt elementele elastice care se deformează datorită forțelor exterioare ce acționează asupra roților. Deformațiile anvelopelor sunt prezente în direcție radială, longitudinală sau laterală.

Autocamionul ROMAN 10215F este dotat cu pneuri de tip 11R 20.

R: anvelopă de construcție radială.

diametrul jantei: d = 20’’; 1 țol = 25,4 [mm]

d = 508 [mm]

lățimea jantei: B = 11’’; B = 279,4 [mm]

înălțimea profilului:

d = D – 2H; D = 1066,8 [mm]

λ – coeficient de deformare; λ = 0,945 … 0,950

Adoptăm λ = 0,9475

Astfel: rr = 0,9475 · 533,4; rr = 505,4 [mm].

2.5. Determinarea puterii maxime a motorului

Această putere se obține pe o cale de rulare orizontală (α = 00), pe care rezistența de înaintare datorită drumului este caracterizată numai de coeficientul de rezistență la rulare (f), la care se adaugă și rezistența aerului.

f – coeficient de rezistență la rulare; valoarea acestui coeficient depinde de felul și starea căii de rulare

k – coeficient aerodinamic; k = 0,06125 · Cx

Cx = 0,55 (coefficient de rezistență al aerului)

k = 0,06125 · 0,55 = 0,033 [kg/m-3].

A – aria secțiunii transversale a autocamionului

A = E · H

E = 1905,5 [mm] (ecartamentul – valoare medie față-spate)

H = 2920 [mm] (înălțimea cabinei)

A = 1,9055 · 2,92; A = 5,56 [m2]

ηtr – randamentul transmisiei; ηtr = 0,88 (pentru autocamioane 4×4)

Ga=16225 [kg]

Puterea reală necesară va fi:

Pr = Pvmax + 6 = 202,8 + 6; Pr = 208,8 [CP]

Puterea maximă a motorului se calculează cu relația: Pmax = ( 1,5 … 1,15);

Pmax = 1,029 · Pr = 1,029 · 208,8; Pmax = 215 [CP]

Turația de viteză maximă este:

nVmax = 1,15 · np = 1,15 · 2200;

np = 2200 [rpm] – turația la putere maximă

nVmax = 2530 [rpm]

2.6. Determinarea caracteristicii externe

Pentru determinarea caracteristicii externe se apelează la formule empirice care să permită construirea curbelor cât mai exact, în funcție de caracteristicile sale.

Cu cât zona de stabilitate este mai mare, cu cât motorul este mai bun pentru propulsarea autovehiculului. Mărimea tonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate:

Pentru motoarele Diesel: Ce = 0,55 … 0,7

Adoptăm: Ce = 0,7

Variația momentului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptabilitate:

Adoptăm: Ca = 1,1.

Una dintre cele mai răspândite formule, prin care curba puterii se aproximează cu o parabolă de ordinul trei, este următoarea:

Valorile coeficienților α, β și γ depind de coeficienții de elasticitate și de adaptabilitate ai motorului și se pot obține cu relațiile:

Pmax = 215 [CP] (puterea maximă a motorului)

np = 2200 [rpm] (turația corespunzătoare puterii maxime)

Curba momentului motor se aproximează cu o parabolă, iar formula cu care se poate determina este:

(momentul la putere maximă)

În tabelul următor, sunt prezentate valorile puterilor și a momentelor la diferite turații. Astfel vom începe cu turația de relanti: n = 600 rpm, și vom termina cu turația maximă a motorului: nVmax = 2530 rpm.

2.7. Tracțiunea autovehiculelor

Se vor avea în vedere parametrii principali ai motorului și ai transmisiei, acești parametri trebuind să conducă la performanțele dorite pentru noul autovehicul.

2.7.1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale (i0)

Se face pentru raportul de transmitere din cutia de viteze icv = 1, la care să se obțină viteza maximă a autovehiculului.

În acest caz:

ωm – viteza unghiulară a arborelui motor

ωR – viteza unghiulară a roților motoare

nVmax = turația arborelui motor la viteza maximă

nVmax = 2530 [rpm]

2.7.2. Determinarea raportului de transmitere în treapta I-a cutiei de viteze

Raportul de transmitere corespunzător treptei I de viteze ik1, se determină în funcție de unghiul maxim al rampei (αmax), viteza critică de urcare a pantei va fi:

PM = 161,2 [CP] + puterea la moment maxim

Autocamionul ROMAN 10215F este echipat cu o cuitie de viteze AK6-80, care are 6 trepte de mers înainte și una de mers înapoi având următoarele rapoarte:

mers înapoi: 7,03

Cea de-a șasea treaptă de viteză, cu raportul ik6=0,82 este multiplicatoare și are rolul unui rulaj economic.

Rația raportului de transmitere din cutia de viteze este:

q = 1,6

2.7.3. Determinarea vitezelor minime și maxime din fiecare treaptă de viteză

Vitezele minime din fiecare treaptă de viteză se calculează cu relația:

Reductorul – distribuitor G-450 modifică raportul de transmitere și poate cupla atât puntea spate cât și puntea față, oferind o tracțiune 4×4 la rularea în teren dificil. Raportul de transmitere al reductorului-distribuitor este de 1,83:1.

Vitezele maxime pentru fiecare treaptă de viteză, se calculează asfel:

2.8. Determinarea rezistenței la înaintare a autovehiculului

Rezistențele la înaintare ale autocamionului sunt forțe care se opun deplasării lui.

Aceste rezistențe sunt:

Rezistența la rulare a roților Rr

Rezistența aerului Ra

Rezistența la demaraj Rd

Rezistența totală Rt de înaintare se calculează cu relația:

2.8.1. Rezistența la rulare (Rr)

Rezistența la rulare (Rr), apare datorită deformărilor pneurilor, frecări dintre pneu și calea de rulare, frecările în lagărele roților, impactului dintre proeminențele benzii de rulare cu microneregularitățile căii de rulare, lipirii benzii de rulare pe suprafața drumului, creându-se așa-numitul “efect de ventuză”, precum și datorită deformării suprafeței de rulare.

Dintre toate influențele enumerate mai sus, 70…80% din rezistența la rulare o reprezintă deformațiile radiale și tangențiale ale pneului, deformații care, datorită fenomenului de histerezis, se transformă în energia ce creează rezistența la rulare.

Rezistența la rulare se calculează cu relația:

f = 0,021 – coeficient de rulare

Ga=16225 – greutatea totală

Rf =0,021 · 16225; Rr = 340,72 [daN]

Pentru o cale de rulare înclinată, rezistența la rulare de calculează cu formula:

.

Astfel pentru autocamionul ROMAN 10215F, care se deplasează pe o șosea asfaltată în stare bună (f = 0,021) și cu panta p = 30%, Rrα va fi:

P = 30% = arctg 0,3; α = 18,50

Rrα = 0,021 · 16225 · cos 18,5; Rrα = 323,12 [daN]

2.8.2. Rezistența de-a lungul rampei (pantei), figura 2.8

În deplasarea autovehiculului pe pantă, greutatea Ga, al cărui punct de aplicație se află în centrul de masă Cg, se descompune după două direcții: una normală pe calea de rulare Ga · cosα și una paralelă cu calea de rulare Ga · sinα.

Componenta paralelă cu calea de rulare se numește forță rezistentă la pantă, deoarece se opune deplasării autovehiculului. Dacă autovehiculul coboară panta, atunci Ga · sinα devine forță activă care contribuie la deplasarea autovehiculului. În consecință expresia rezistenței la pantă este:

semnul “+ “ se folosește la urcarea pantei și,

semnul “-“ se folosește la coborârea pantei.

Rp = ±16.225 · sin 18,50; Rp = ±5148,28[N]

2.8.3. Rezistența aerului (Ra), figura 2.9

Aerodinamica autovehiculelor studiază fenomenele care se produc la interacțiunea dintre autovehicule și aerul înconjurător. În cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forțele și momentele ce acționează, din partea aerului în repaus sau în mișcare, asupra autovehiculelor are un pronunțat caracter experimental. Aurel Persu realizează în 1923 un studiu de automobil aerodinamic, inginerul roman înțelegând că prin formele neoptime ale caroseriei se risipesc energii enorme și adoptă studiului său forma ideală a unei jumătăți de picătură de apă aflată în cădere liberă. În 1929, firma Ford realizează primul tunel aerodinamic pentru automobile.

Azi orice nou model de automobil ce se naște, trebuie să treacă prin acest tunel. Măcar atunci când este stadiul de machetă, pentru a putea rezolva unele probleme ce apar datorită “curgerii aerului” pe lângă caroserie: probleme legate de economicitate, caracteristici dinamice, de confort și stabilitate. Nu trebuie uitate nici partea estetică, care uneori este mai importantă decât cea funcțională.

La autocamioane, pentru micșorarea rezistenței aerodinamice, are în vedere atât forma cabinei cât și influența platformei. Astfel, dacă muchiile frontale se rotunjesc, coeficientul de rezistență se reduce cu 4-7%. Acoperirea cu prelată a platformei atrage o micșorare a coeficientului aerodinamic Cx cu 14-16%, iar împreună cu montarea unei carene aerodinamice pe cabină și acoperirea spațiului dintre platformă și cabină se reduce coeficientul de rezistență al aerului cu până la 32% (21% în condiții de vânt).

Rezistența aerului este componenta forței de interacțiune cu aerul a autovehiculului, pe direcția axei longitudinale, ea având întotdeauna sensul opus celui al vitezei de deplasare a autovehiculului.

Forțele de frecare dintre aer și suprafața exterioară a autovehiculului creează pe direcția de înaintare a acestuia o rezistență datorită frecării. Suma dintre rezistențele datorită presiunii și frecării, formează rezistența aerului.

k = 0,033 – coefficient aerodinamic

A = 5,56 m2 – aria transversală

În tabelul următor, aplicând formula precedentă, vom afla rezistența aerului pentru fiecare treaptă de viteză:

2.8.4. Rezsitența la demaraj (Rd)

La micșorarea accelerată a autovehiculului, masa totală ma a acestuia în mișcare cu accelerația dv/dt se opune mișcării cu o forță de inerție, iar organele în mișcare de rotație cu un moment de inerție masic.

Rezistența la demaraj se calculează cu relația:

Cum rezultă că

FR – forța la roată

Calculul forței la roată (FR)

Caracteristica forței la roată sau caracteristica la tracțiune reprezintă curbele de variație ale acesteia în funcție de viteza autovehiculului FR = f(γ) pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză utilizate.

Pentru studiul performanțelor autovehiculului pe un anumit drum, caracterizat de un unghi de înclinare longitudinală α și un coeficient de rezistență la rulare f, caracteristica forței la roată se completează împreună cu curbele bilanțului de tracțiune.

Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului, pornind de la curba puterii efective sau de la curba momentului efectiv, utilizând relația: ,

itr – raportul de transmitere al transmisiei

itr = io – icv

ηtr – randamentul transmisiei, care pentru autocamioane cu transmisie 4×4 are valoarea:

ηtr = 0,88

rr – raza de rulare a roții;

rr = 505,4 [mm]

Me – momentul motor

Se va calcula forța la roată pentru trei regimuri: regimul nominal, regim de suprasarcină și regimul de mers în gol.

regimul nominal – corespunde funcționării motorului la putere maximă sau la turație nominală

unde:

Me = 686,15 [N·m]

regimul de suprasarcină – corespunde funcționării motorului la turația momentului maxim

regimul de mers în gol – corespunde turației de mers în gol

FR – forța la roată la regim de suprasarcină

Suma rezistențelor se calculează cu relația:

Deoarece în treptele V și VI, rezultă că în aceste trepte autocamionul nu se poate deplasa pe o pantă p = 30%.

Variația parabolică a forței la o roată funcție de viteza autovehiculului este determinată de caracterul variației momentului efectiv, Me, al motorului în funcție de turație.

Caracteristica forței la roată a autovehiculului se utilizează atât la studiul performanțelor acestuia, cât și la studiul posibilităților de trecere de la o treaptă de viteză la alta, în timpul mersului.

Treapta I

Treapta II

Pentru deplasarea în teren, autocamionul poate folosi pentru treapta I și II reductorul-distribuitor ce mărește forța la roată cu 83% și distribuie momentul motor la ambele punți (4×4).

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

Treapta VI

2.9. Bilanțul de putere al autovehiculului

Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintă egalitatea dintre puterea la roțile motoare PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare a autovehiculului.

Pr – puterea necesară învingerii rezistențelor la rulare

Pp – puterea necesară pentru învingerea forței de greutate de-a lungul rampei (pantei)

Pd – puterea necesară învingerii rezistenței la demaraj

Ptc – puterea consumată la cârligul autovehiculului pentru tractarea remorcilor (opțional)

Pб – puterea consumată datorită patinării roților motoare ale autovehiculului

Calculul puterii necesare învingerii rezistențelor la rulare (Pr)

f =0,021 (coeficient de rezistența la rulare)

Ga = 16225 Kg (greutatea autovehiculului)

VI = 13,28 Km/h = 3,69 m/s V'I = 7,26 Km/h = 2,01 m/s

VII = 23,04 Km/h = 6,4 m/s V'II = 12,6 Km/h = 3,5 m/s

VIII = 38,02 Km/h = 0,56 m/s

VIV = 61,73 Km/h = 17,15 m/s

VV = 100 Km/h = 27,78 m/s

VVI = 122 Km/h = 38,89 m/s

Vmarșarier = 14,22 Km/k = 3,95 m/s V'marșarier = 7,77 Km/h = 2,16 m/s

Se calculează Pr pentru α = 00 și α = 18,50:

α = 00

α = 18,50

Calculul puterii necesare învingerii forței de greutate de-a lungul pantei (Pp)

Pentru α = 00, Pp = 0 [Kw]

Pentru α = 18,50

Calculul puterii necesare învingerii rezistenței aerului (Pa)

Ra = rezistența aerului [N]

Calculul puterii necesare învingerii rezistenței la demarare (Pd)

Calculul puterii la roțile motoare

Puterea efectivă a motorului este puterea la care nu se ține cont de pierderile din transmisie:

2.10. Reacțiunile căii de rulare asupra roților autovehiculului

Calea de rulare reacționează asupra roților, răspunzând solicitărilor acestora după cum autovehiculele se află în starea staționară sau de mișcare. Reacțiunile căii de rulare sunt normale la suprafața de contact sau tangențiale (longitudinale sau laterale); reacțiunile normale din planul longitudinal al autovehiculului sunt egale și de sens contrar sarcinilor pe punțile acestuia, iar cele din planul transversal vor avea valori egale sau diferite între roțile din stânga și din dreapta ale aceleiași punți.

2.10.1. Reacțiunile normale în plan longitudinal

Aceste reacțiuni sunt determinate de repartiția statică a masei autovehiculului (cu și fără sarcină utilă) pe punți, repartiție care depinde de poziția centrului de masă și de înclinarea căii de rulare.

Puntea motoare spate

În acest caz, forțele tangențiale specifice vor fi:

φs1 = -f

φs2 = φ

φ = 0,8 (coeficient de aderență)

f = 0,021 (coeficient de rezistență la rulare )

z1, z2 – reacțiunile normale ale căii de rulare

Ținând seama că coeficientul de rezistență la rulare f este mult mai mic decât coeficientul de aderență φ, se neglijează și se obțin relațiile:

Adoptăm hg = 1,1 m (înălțimea centrului de greutate Cg), deci:

Coeficienții de încărcare dinamică vor fi:

m1φ = 0,42 (puntea față)

m2φ = 1,18 (puntea spate)

forța de tracțiune specifică

Pentru tracțiunea la punte spate, forța de tracțiune specifică maximă va fi:

Ambele punți motoare

În acest caz, forțele tangențiale specifice la cele două punți φs1 și φs2 au valorile:

φs1 = φ; φs2 = φ

Coeficienții de încărcare dinamică vor fi:

Forța de tracțiune specifică va fi:

La autovehicule 4×4: γ t4max > γt2max – condiție realizată

2.10.2. Reacțiunile în plan transversal

În cazul încărcării simetrice și a lipsei forțelor transversale, reacțiunile normale se pot determina cu ușurință folosind condiția de simetrie. Însă, chiar în acest caz, la deplasarea autovehiculului are loc o redistribuire a reacțiunilor normale la punți din cauza momentului transmis prin arborele cardanic. Determinarea reacțiunilor normale se face prin considerarea elasticităților suspensiei și cadrului, problema fiind static nedeterminată. Calculele și verificările experimentale arată, însă, că modificările de reacțiuni normale sub efectul momentului motor sunt destul de mici.

În cazul încărcării nesimetrice sau al acțiunii forțelor laterale, determinarea reacțiunilor normale constituie o problemă static nedeterminată, pentru a cărei rezolvare trebuie să se țină seama de deformările ce apar, cum sunt cele ale suspensiei, cadrului, caroseriei, pneurilor.

2.11. Caracteristica dinamică a autovehiculelor

Caracteristica dinamică a autovehiculelor reprezintă graficul ce conține variația factorului dinamic în funcție de viteza acestuia, pentru toate treptele de viteze.

Factorul dinamic Dk, va fi:

unde:

FR – forța la roată [daN]

S – aria secțiunii transversal [m2]

K – coeficientul de rezistență al aerului

V – viteza [Km/h]

Ga = 16225 [Kg] – greutatea totală

Valorile factorului dinamic pentru diferite trepte sunt:

Treapta I

Treapta I' (cu reductor-distribuitor)

Treapta II

Treapta II' (cu reductor-distribuitor)

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

Treapta VI

Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunacarea roților pe suprafața drumului și atunci limita superioară a roților va fi:

FRmax – forța maximă la roată,

φ – coeficientul de aderență,

zm – reacțiunea pe puntea motoare.

Introducând această valoare în expresia factorului dinamic, se obține limita de aderență Dφ:

Cum termenul K·A·V2 are valori reduse, acesta se neglijează, astfel obținem:

Rampa maximă pe care o poate urca autovehiculul se determină cu relația:

D – f = h [%], deci hmax = D-f = 0,539 – 0,021; hmax = 51,8%; hmax = 30,40.

Rampa maximă de 51,8% este o valoare teoretică, însă rampa maximă tehnic admisibilă este de 30%.

2.12. Determinarea curbelor accelerației autovehiculelor

Accelerația autovehiculului, caracterizează în general, calitățile lui dinamice deoarece, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare cu atât crește viteza medie de exploatare.

Valoarea accelerației pentru fiecare treaptă de viteze se calculează cu relația:

unde:

Ψ – rezistența totală a drumului

Ψ = f cos α + sin α = 0,021cos18,50 + sin18,50

Ψ = 0,337

D – factorul dynamic

g – accelerația gravitațională (g = 9,8 [m/s2])

б – coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație.

,

unde:

a1 – coeficientul de influență al roților (a1 = 0,03)

a2 – coeficientul de influență al motorului (a2 = 0,05)

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV

Treapta V

Treapta VI

Pe diagramă se observă că la treapta I de viteză curba accelerației este situată mai jos decât curba accelerației treptei a II-a de viteză deoarece la autocamioanele grele, în prima treaptă de viteză influențează inerția volantului motorului, pentru a cărui accelerare se pierde din accelerație.

Pentru o pantă P = 30% avem valorile:

Treapta I cu reductor – distribuitor

Treapta II cu reductor – distribuitor

2.13. Frânarea și parametrii de frânare

Frânarea autocamionului reprezintă procesul de reducere a vitezei până la o valoare anumită sau până la oprire.

Cu cât frânarea este mai intensă cu atât autocamionul se poate deplasa cu viteze mai mari în siguranță. De capacitatea de frânare, depind deci posibilitățile măririi vitezei de deplasare. În timpul frânării autocamionul se deplasează numai sub acțiunea forței de inerție, consumând energie cinetică acumulată la accelerare, de asemeni la frânare, în afară de forța de frânare, contribuie la micșorarea vitezei și rezistențele la înaintare.

Forța maximă de frânare

unde: φ – coeficient de aderență (pentru asfalt φ = 0,7)

zf – suma reacțiunilor normale la roțile frânate

zf = Ga · cosα

Ff = φ · Ga · cosα = 0,7 · 16225 · cos 00

Accelerația maximă de frânare

Accelerația maximă de frânare se determină cu relația:

unde:

Ffmax – forța de frânare maximă

P = 30% Ff = 98358,83 N

P = 0% Ff = 113575 N

Rp – rezistența la urcarea pantei

Rp = 5148,28 N

Rr – rezistența la rulare

Rr = 3231,2 N

Ra – rezistența aerului

ma – masa autovehiculului

ma = 16225

Dacă se va considera că frânarea se face cu motorul decuplat de transmisie, coeficientul influenței maselor în mișcare de rotație se poate considera: 1.

Pentru pantă de P = 30% vom avea:

Pentru drum orizontal P = 0%:

Spațiul minim de frânare

În timpul frânării, conform teoremei energiei cinetice, variația energiei cinetice este egală cu lucrul mecanic al forțelor de frânare corespunzătoare spațiului de frânare:

unde:

V1 – viteza autocamionului înainte de frânare

V2 – viteza autocamionului după frânare (se consideră frânarea totală V2 = 0)

Pentru panta de p = 30% obținem valorile:

Valorile pentru drum orizontal:

Timpul minim de frânare

Pentru panta P = 30%,

Pentru drum orizontal:

unde:

Ke – coeficient de eficacitate al frânelor (Ke = 2)

Spațiul total de oprire

Sopr = Sfmin + Ss = Sfmin + V1 (t0 + t1)

unde:

Ss – spațiul suplimentar de frânare

t0 – timpul de reacție al conducătorului auto

t1 = t'1 + t''1;

unde:

t'1 – timpul scurs din momentul începerii cursei utile a pedalei până la începerea acțiunii de frânare, adoptăm: t'1 = 0,35s;

t''1 – întârzierea din momentul dezvoltării forței de frânare până la atingerea valorii maxime., adoptăm: t''1 = 0,15 s.

Astfel: t1 = 0,5 s.

Pentru pantă 30%

Pentru drum orizontal:

Drum de beton – suprafață uscată

CAPITOLUL III

CUTIA DE VITEZE

3.1. Generalități

Cutia de viteze face parte din transmisia autovehiculului având drept scop:

să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația rezistențelor la înaintare;

să permită deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de către motorul cu ardere internă, ce are turația minimă stabilă relativ mare;

să permită mersul înapoi al automobilului fără a inversa semnul de rotație al motorului;

să realizeze întreruperea îndelungată dintre motor și restul transmisiei în cazul în care automobilul stă pe loc și motorul funcționează.

Cutia de viteze trebuie să îndeplinească următoarele condiții: să asigure autovehiculului cele mai bune calități dinamice și economice la o caracteristică exterioară dată motorului; acționare simplă și comodă; funcționare silențioasă; construcție simplă; randament ridicat; siguranță în funcționare; fiabilitate ridicată; greutate mică; gabarit redus; întreținere ușoară.

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

Mărimea numărului de trepte dă posibilitatea motorului să lucreze în regimuri mai apropiate de cele optime ca putere și eonomicitate. Trebuie luat în calcul faptul că odată cu creșterea numărului de trepte, se complică construcția cutiei de viteze, se îngreunează acționarea, greutatea se mărește, iar gabaritul crește.

În prezent cele mai răspândite sunt cutiile de viteze cu patru, cinci sau șase trepte, iar la autocamioanele grele putem întâlni chiar până la 14 trepte.

Acționarea simplă și comodă este legată de schema constructivă a cutiei de viteze, de modul de schimbare a treptelor și de construcția mecanismului de acționare.

Funcționarea silențioasă a cutiei depinde în mare parte de tipul pinioanelor utilizate.

Fiabilitatea ridicată se asigură printr-o dimensionare corectă a pieselor componente ale cutiei de viteze și prin alegerea materialului și a tratamentului termic corespunzător.

Cutiile de viteze se clasifică:

După modul de variație al raportului de transmitere:

cu transmitere discontinuă,

cu trepte (etaje),

fără trepte (continue sau progresive),

combinate.

Cutiile de viteze cu trepte se clasifică:

După poziția arborilor:

cu axe fixe (simple)

planetare

După numărul de trepte de mers înainte:

cu patru trepte

cu cinci trepte

cu șase trepte sau mai multe

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

mecanice, de tipul cu fricțiune și cu impulsuri

hidraulice, de tipul hidromecanice sau hidrostatice

electrice

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

După modul de schimbare al treptelor de viteze:

cu acționare semiautomată (numărul operațiilor necesare trecerii în treapta următoare se reduce)

cu acțonare directă (schimbarea treptelor se face în general manual sau cu ajutorul unui servomecanism)

cu acționare automată (schimbarea treptelor se face în mod automat, în funcțiile de condițiile de mers, asigurând autovehiculului regimul optim de mișcare în ce privește calitățile dinamice sau economice)

În prezent, cele mai răspândite cutii de viteze sunt cele în trepte, cu axe fixe și cu acționare mecanică. Aceste cutii permit obținerea variației raportului de transmitere în limitele necesare printr-o construcție nu prea complicată, cu un randament ridicat și la un preț de cost destul de scăzut.

3.2. Construcția cutiilor de viteze

Părțile componente ale unei cutii de viteze sunt: mecanismul reductor, sistemul de acționare al schimbătorului, dispozitivul de fixare, dispozitivul de zăvorâre.

Mecanismul reductor constituie partea principală a cutiei de viteze și servește la modificarea raportului de transmitere, în funcție de variația rezistențelor la înaintare a autovehiculului.

Mecanismul reductor se compune din doi sau trei arbori pe care se află montate mai multe perechi de roți dințate (cu ajutorul cărora se transmite mișcarea între arbori) și dintr-un carter. Sistemul de acționare servește la cuplarea/decuplarea treptelor; dispozitivul de fixare nu permite trecerea dintr-o treaptă într-alta sau în poziția neutră decât la intervenția conducătorului auto, iar dispozitivul de zăvorâre (blocare) nu permite cuplarea simultană a mai multor trepte.

3.3. Soluții constructive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor la cutiile de viteze se poate obține: prin roți dințate cu deplasare axială; prin roți dințate cu angrenare permanentă și mufe de cuplare.

3.3.1. Cuplarea treptelor prin roți dințate cu deplasare axială, figura 3.1

Roțile dințate 2 și 4 sunt fixe pe arborele primar P, iar blocul roților dințate 1-4 se poate deplasa axial pe arborele secundar S, prevăzut cu caneluri.

Cuplarea treptelor se obține prin deplasarea spre stânga sau spre dreapta a blocului de roți 1-3 până când roata 1 va angrena cu roata 2, respectiv roata 3 va angrena cu roata 4. La cuplarea treptelor cu roți dințate culisante, se produce zgomot datorită șocurilor ce au loc din cauza vitezelor tangențiale diferite ale roților ce intră în angrenare, ceea ce duce la uzarea dinților.

3.3.2. Cuplarea treptelor prin roți dințate cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple, figura 3.2

Soluția se aplică în cazul roților dințate permanent angrenate. Roțile dințate 1 și 3 se rotesc liber pe arborele S și sunt în angrenare permanentă cu roțile 2 și 4 fixate pe arborele P. Mufa de cuplare m se compune dintr-un manșon S (solidar la rotație cu arborele S) și într-o coroană culisantă 6, prevăzută cu o dantură interioară prin care se solidarizează cu manșonul de ghidare.

Prin deplasarea mufei de cuplare 3 prin canelurile arborelui S, dantura d1 va cupla cu dantura d2 și va solidariza roata 2 cu arborele S.

Nici la această soluție șocurile de cuplare nu au fost eliminate, ele fiind preluate acum de danturile auxiliare ale roții și mufei. Datorită faptului că la cuplare toți dinții mufei vin în contact în același timp, uzura va fi mai redusă.

Fig. 15.

Cuplarea treptelor se obține prin deplasarea coroanei culisante 6, spre stânga sau spre dreapta, până când dantura sa interioară se va cupla cu dantura auxiliară d a roții 1, repstiv 3. O soluție asemănătoare se întâlnește la cutiile de viteze ale autocamionelor ROMAN (AK5 – 35; AK6 – 80).

În figura 3.2.a, roata dințată 1 fixată pe arborele P se află în angrenare permanentă cu roata dințată 2, prevăzută cu dantură frontală d2 și montată liber pe arborele S.

3.3.3. Cuplarea treptelor cu sincronizatoare, figura 3.3

Mufele de cuplare pot fi simple, cu dispozitiv de sincronizare (sincronizatoare) și cu dispozitive tip roată liberă.

Prin sincronizare se urmărește ca, înainte de cuplarea mufei cu roata dințată, vitezele unghiulare să se egalizeze astfel încât cuplarea roților să se facă fără șocuri.

Avantajele sincronizării sunt următoarele: se elimină zgomotele, se oprește durabilitatea roților dințate, se ușurează conducerea prin micșorarea timpilor morți între schimbările de viteze etc.

Sincronizatorul conic cu inerție cu inele cu dantură de blocare

Pinionul 1 al arborelui primar se află în angrenare permanentă cu roata dințată a arborelui intermediar. Roata dințată 8 este montată liber pe arborele secundar 9 și este în angrenare permanentă cu altă roată dințată a arborelui intermediar.

Pinionul 1 și roata dințată 8 sunt prevăzute cu coroanele dințate 3 și, respectiv 7, și cu suprafețele tronconice 10 și 8. Între pinionul 1 și roata 8, pe partea canelată a arborelui secundar, se află manșonul 14 al sincronizatorului prevăzut la exterior cu o dantură cu dinți drepți și cu trei crestături longitudinale 2 în care intră piedicile 5, având în mijloc o proeminență. Pe manșon este dispusă coroana dințată culisantă 16, prevăzută cu dantură interioară. Coroana este prevăzută la exterior cu guler pentru furca de acționare, iar suprafața dințată interioară are un șănțuleț inelar semicircular 20, în care intră proeminențele 15 ale pastilelor 5. Pastilele 5 se găsesc sub acțiunea inelelor elastice 13 și 31, fiind apăsate pe coroană.

Pe suprafețele conice 10 și 18 se găsesc dispuse inelele de blocare din bronz 11 și 17, prevăzute cu coroanele dințate 4 și 6, având același pas ca și coroanele dințate 3 și 7 și dantura interioară a coroanei 16. Părțile frontale ale dinților inelelor de blocare și a coroanei roților dințate, la partea dinspre manșon, sunt teșite sub același unghi ca și dinții interiori ai coroanei 16.

La partea frontală dinspre manșon, în fiecare inel de blocare, sunt executate trei ferestre 12 în care intră capetele pastilelor 5. Datorită faptului că partea centrală a pastilelor este așezată în canalele 2 ale manșonului, iar părțile laterale în ferestrele inelelor de blocare, manșonul și inelele se rotesc împreună. Lățimea ferestrelor 12 din inelele de blocare este mai mare decât jumătate din grosimea dinților. Din acest motiv, inelele de blocare au posibilitatea unei deplasări unghiulare în raport cu manșonul și coroana 16.

Pentru cuplarea prizei dințate, coroana și manșonul, solidarizate prin pastilele 5, se deplasează spre stânga, cu ajutorul furcii. Pastilele, sprijinindu-se cu capetele în ferestrele inelului de blocare, apasă acel inel pe suprafața conică 18. Datorită frecării care ia naștere între suprafețele conice în contact, inelul de blocare se rotește în raport cu manșonul, în sensul rotirii roții dințate 1, cât îi permite jocul dintre pastilele 5 și ferestrele 12 ale inelului. În urma rotației inelului de blocare, cu un sfert de pas, dinții inelului vin parțial în dreptul dinților coroanei 16, împiedicând deplasarea coroanei spre pinionul 1 până când vitezele unghiulare ale pinionului 1 și a arborelui secundar nu se egalează.

Efortul axial transmis de conductor asupra coroanei și manșonului se transmite inelului de blocare, care apăsând asupra suprafeței conice 18, dă naștere la o forță de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare.

În momentul în care vitezele unghiulare ale arborelui primar și cea a inelului de blocare devin egale, componenta tangențială a forței de apăsare dintre teșiturile dinților coroanei și ai inelului devine suficientă pentru a roti inelul de blocare în sens opus rotației arborelui primar. Și rotirea inelului de blocare, chiar cu unghi mic, dinții coroanei intră în angrenare cu dinții inelului de blocare, iar interacțiunea dintre teșiturile dinților încetează și, cu aceasta, frecarea dintre suprafețele conice ale inelului de blocare și ale arborelui primar. În această situație, coroana 16 se poate deplasa în lungul manșonului, după învingerea forțelor inelelor elastice 21 și 13, prin împingerea pastilelor în canalele din manșon, iar dantura ei va angrena dantura 3 a roții 1, cuplând treapta fără țoc și fără zgomot.

Sincronizatorul conic cu inerție cu bolțuri de blocare

Coroana 6 culisează pe canelurile exterioare 14 ale manșonului 13, ce este solidarizat la rotație cu arborele 11, prin intermediul unor caneluri.

Între coroana 6 și ansamblul format din bolțurile de blocare 5 și discurile conice de fricțiune 4 și 8, există o legătură elastică dată de un fixator format din știfturile elastice 16, prevăzute cu arcuri. Datorită acestei legături, coroana și ansamblul discurilor se deplasează axial împreună.

La cuplarea unei trepte, coroana 6, se deplasează, în cazul de față se presupune spre dreapta, iar discul conic 8 este împins către contraconul 9 care este solitar cu roata 10, și care se presupune că are o turație diferită de cea a coroanei. Datorită frecării dintre suprafețele conice, se produce egalarea vitezelor unghiulare ale coroanei 6 și a roții 10.

Când vitezele unghiulare nu sunt egale, forța de frecare dintre suprafețele discului conic 8 și a contraconului 9, produce o deplasare tangențială între bolțurile 5 și coroana 6. În felul acesta rezultă o descentrare a bolțurilor 5 în raport cu orificiile din coroana 6, făcând imposibilă deplasarea mai departe a coroanei datorită conului de blocare 7, chiar dacă forța axială depășește forța fixatorului. După sincronizare, blocarea se anulează, iar bolțul revine în poziția inițială sub acțiunea arcurilor fixatorului. În această situație, coroana 6 poate fi deplasată spre dreapta, conul de blocare 7, intrând în orificiul coroanei, deoarece bolțul 5 ocupă o poziție concentrică față de orificiu. Prin deplasarea coroanei dantura se va cupla cu dantura auxiliară 12 a roții 10 în felul acesta se solidarizează la o rotație roata 10 cu arborele 11, prin intermediul sincronizatorului.

3.4. Treapta de mers înapoi, figura 3.5

Soluția pentru treapta de mers înapoi se alege în funcție de posibilitățile constructive ale schimbătorului de viteze (cutiei de viteze) precum și de raportul de transmitere necesar pentru obținerea unei forțe d tracțiune suficient de mare și a unei viteze reduse de deplasare a autovehiculului, pentru a da posibilitatea unei manevrări corecte.

În cazul schimbătoarelor de viteze cu trei și cu cinci trepte pentru obținerea treptei de mers înapoi se utilizează în general, un pinion suplimentar 2, montat liber pe axul de mers înapoi și aflat în angrenare permanentă cu ultimul pinion 1 al arborelui intermediar, destinat în acest scop.

La treapta de mers înapoi se folosesc roți dințate cu dinți drepți.

Pentru cuplarea treptei de mers înapoi se folosește roata dințată culisantă 3 de pe arborele secundar, care se utilizează și la obținerea treptei a I-a.

La deplasarea spre stânga, se obține treapta I-a, iar la deplasarea spre dreapta se obține treapta de mers înapoi, când va angrena cu pinionul 2, care la rândul lui este angrenare cu pinionul 1. Rezultă deci că în acest caz pentru treapta de mers înapoi nu trebuie prevăzută o furcă specială de cuplare.

În figura 3.5.b, se prezintă soluția la care pentru realizarea treptei de mers înapoi se utilizează blocul de roți dințate 2-4. Pentru obținerea treptei de mers înapoi se deplasează spre dreapta roata 3 până va angrena cu roata 4. În felul acesta mișcarea se transmite de la arborele intermediar I prin roțile dințate 1,2,4 și 3 la arborele secundar S. Pinionul 5 servește la realizarea primei trepte. Și în acest caz cu furca corespunzătoare treptei I se cuplează și treapta de mers înapoi.

La cutiile de viteze cu patru trepte cu roți cu deplasare axială pentru obținerea treptei de mers înapoi trebuie să se utilizeze o furcă special cu ajutorul căreia să se deplaseze blocul de roți dințate 2-4. La deplasarea spre stânga a blocului de roți dințate 2-4, roata 4 va angrena cu roata 1 de pe arborele intermediar iar roata 2 cu roata 3 de pe arborele secundar.

Roțile dințate 3 și 1 serves la obținerea treptei a I-a. Datorită faptului că soluția nu necesită pe arborele intermediar un pinion suplimentar, acesta se scurtează iar rigiditatea crește. În același timp, soluția prezintă dezavantajul că în același timp trebuie cuplate două perechi de roți dințate (2-3 și 1-4).

În figura 3.5.d se prezintă soluția la care pentru obținerea treptei de mers înapoi se utilizează o roată dințată culisantă 2 pe axul MI. Datorită faptului că roata din față 1 este montată în dreptul roții dințate 3, corespunzător poziției neuter a mufei de cuplare, arborele intermediar nu necesită o lungime suplimentară.

3.5. Construcția părților component ale mecanismului reductor.

Arborele primar

Arborele primar, de obicei, face corp comun cu pinionul angrenajului permanent și servește reazem pentru arborele secundar. Arborele primar (ca și ceilalți arbori) fiind montat pe rulmenți, se cer respectate următoarele condiții: pentru a permite variții de lungime la înțepenirea axială a lui, numai un rulment preia forțele axiale, celălalt având posibilitatea să se deplaseze axial; inelul montat pe organul de rotație (în general inelul de pr arbore) se montează presat, iar celălalt inel se introduce în organul fix (carcasă) printr-o presare ușoară. Nu este permis ca inelul să intre în joc, deoarece nu poate asigura funcționarea normală a rulmentului. Lagărul din față al arborelui este dispus în volantul motorului și nu preia forțe axiale. În general rulmenții (radiali) ai lagărului anterior sunt capsulați și nu necesită ungere pe toată durata lor de funcționare, decât la montare. Lagărul din spate al arborelui se găsește în carterul cutiei de viteze și preia și forțele axiale. În general lagărul posterior este un lagăr cu rulmenți radiali cu bile. În general lagărul posterior al arborelui primar este prevăzut cu un deflector care nu permite particulelor metalice, care s-ar afla în lubrifiantul din carter, să pătrundă în rulment.

Arborele intermediar

Arborele intermediar al cutiei de viteze se prezintă în două variante: arbore format dintr-un bloc de roți dințate montat pe un ax imobil, fixat în carter și arbore cu roți dințate fixate pe el și montat în carter prin intermediul unor rulmenți. Prima soluție se utilizează la autoturisme și camioane ușoare, iar a doua soluție la autocamioane și autobuze.

Arborele secundar

Arborele secundar al cutiei de viteze se sprijină cu partea anterioară pe arborele primar, iar cu partea posterioară în carterul cutiei. Forțele axiale care apar sunt prelungite de către lagărul posterior.

Lagărul anterior al arborelui secundar, în majoritatea cazurilor este un lagăr cu rulmenți cu role-ace fără inel interior și exterior.

La cutiile de viteze ale unor autocamioane cu sarcină utilă mare lagărul posterior al arborelui secundar este format din doi rulmenți cu role conice.

În unele cazuri, pentru reducerea lungimii arborelui transmisiei longitudinale, arborele secundar al cutiei de viteze este prevăzut cu o prelungire pentru care se prevede un al treilea lagăr.

Arborele secundar este prevăzut cu caneluri pe care se deplaseză roțile dințate în cazul obținerii treptelor prin roțile dințate în cazul obținerii, sau pe care se montează mufele de cuplare, în cazul obținerii treptelor prin roți dințate permanent angrenate.

Pentru treptele de mers înainte se utilizează roți dințate cu dantură înclinată, pentru reducerea zgomotului, o cuplare mai ușoară și fiabilitate crescută.

Carterul cutiei de viteze

Carterul cutiei de viteze se compune din carterul propriu-zis și din capacele: superior, anterioare, posterioare și laterale.

Carterul trebuie să aibă o rigiditate suficient de mare și o greutate cât mai redusă. Pentru a satisface aceste cerințe nervurile carterului sunt dispuse astfel încât să obțină o construcție asemănătoare cu o grindă cu zăbrele. Pereții de toarnă la grosimea tehnologică maximă.

Ungerea cutiiloe de viteze se realizează în majoritatea cazurilor prin barbotare, la cutiile de viteze la care arborii sunt dispuși într-un plan vertical, barbotarea uleiului este realizată de roțile arborelui intermediar.

Orificiul pentru introducerea lubrifiantului în carter este dispus la același nivel la care trebuie să se găsească lubrifiantul în carter și servește în același timp și pentru controlul acestui nivel. Orificiul de evacuare al uleiului este dispus în punctul cel mai de jos al carterului. Aceste orificii de introducere și de evacuare al uleiului sunt astupate cu dopuri filetate conice, deci nu necesită garnituri de etanșare.

Carterul cutiei de viteze este confecționat din fontă (de obicei) sau din aliaje de aluminiu (pentru reducere greutății).

3.6. Mecanismul de schimbare a vitezelor

Mecanismul de schimbare a vitezelor servește la cuplarea/decuplarea treptelor de viteze. Alegerea treptelor de viteze, respectiv raportului de transmitere, pentru diferitele condiții de deplasare se poate face manual, de către conducătorul auto, semiautomat sau automat.

Mecanismul de schimbare a vitezelor, trebuie să îndeplinească următoarele condiții: simplitate constructivă, siguranță în funcționare, preț de cost mai scăzut, efort minim din partea conducătorului auto, întreținere ușoară.

3.6.1. Mecanismul de acționare a cutiei de viteze

Sistemul de acționare directă al schimbătorului de viteze este folosit la autovehiculele organizate dupa soluția "totul față" și "clasică". La acest sistem maneta de acționare este dispusă pe capacul cutiei de viteze. Soluția este cea mai simplă și ieftină.

Sistemul de acționare directă poate fi utilizat în cazul în care schimbătorul de viteze (cutia de viteze) se află în apropierea conducătorului auto. Soluția nu este recomandată în cazul autovehiculelor și autocamioanelor mari, deoarece efortul necear acționării este prea mare, ducând la obosirea conducătorului și în final la scăderea siguranței circulației, în această situație acționarea se face la distanță printr-o serie de pârghii. (autocamionul ROMAN).

3.6.2. Dispozitivul de fixare a treptelor

Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplării și autodecuplării treptelor. El menține cutia de viteze într-o anumită treaptă sau la punctul mort atâta timp cât nu intervine conducătorul auto.

3.6.3. Dispozitivul de zăvorâre a treptelor, figura 3.8

Dispozitivul de zăvorâre (blocare) a treptelor exclude posibilitatea cuplării simultană a două sau mai multor trepte.

În figurile a și b este reprezentat dispozitivul de zăvorâre a treptelor unei cutii de viteze cu trei tije în același plan. Tijele culisante extreme 4 și 9 sunt prevăzute în plan orizontal, pe partea interioară cu câte un locaș semisferic. Tija centrală 8 este prevăzută în plan orizontal cu câte două locașuri semisferice. În dreptul locașurilor, tija centrală este prevăzută cu un orificiu în care se găsește știftul 1. Între tijele extreme și tija centrală se găsesc zăvoarele 2 și 7.

În poziția neutră, toate locașurile se află pe aceeași linie, iar între zăvoare și locașuri există un mic joc j. În cazul deplasării extreme 4, ea va acționa asupra zăvorului 2, scoțându-l din locașul lui și obligându-l să intre în locașul tijei 8; acesta va deplasa știftul 1 în locașul din cealalată parte a tijei 8. Prin această deplasare, știftul 1 va împinge zăvorul 7 în locașul tijei 9. În același fel, tijele 8 și 9 sunt zăvorâte în poziție neutră. La deplasarea tijei culiante 1, 2 și 3, care însă nu sunt dispuse în același plan. În poziție neutră între locașurile din tije și zăvorul 4 există un numit joc. La deplasarea unei tije și introdus fără joc în orificiul tijelor 1 și 3, pe care le blochează (fig. d). Această soluție este întâlnită la autoturismul Dacia 1300.

3.7. Cutia de viteze AK6-80, figura 3.9

Cutia de viteze AK6-80 echipează autocamioanele ROMAN, echipate cu motoare MAN-D 2156 HMN8.

Cutie de viteze AK6-80 este nesincronizată, cuplarea treptelor de viteză făcându-se prin craboți (simbol AK). Asigură șase viteze pentru mersul înainte (simbol 6) și o viteză pentru mersul înapoi, pentru un cuplu motor de intrare de 80 daN-m (simbol 80).

Carcasa cutiei de viteze cuprinde: carterul inferior 31, în care se sprijină arborii; carterul superior 14 (sau capacul cutiei), în care sunt instalate axele furcilor; capacul 4 (capacul capacului cutiei), în care este montat axul central de comandă cu levierul căutător; capacul tahometrului 20, capacul din față 1 al arborelui primar, capacele 33 (anterior) și 21 (posterior) ale lagărelor arborelui intermediar.

Arborele primar 34, care preia mișcarea de la ambreiaj, se sprijină pe partea posterioară în carcasa cutiei, pe rulmentul 2, și se termină cu pinionul 3, în angrenare permanentă cu arborele intermediar.

Arborele secundar 16, sprijinit cu un cap în arborele primar, iar cu celălalt în carcasă, pe rulmentul 15, poartă: crabotul 11 pentru cuplarea vitezelor intâi și a doua; crabotul 8 pentru cuplarea vitezelor a treia și a patra; crabotul 5 pentru cuplarea vitezelor a cincea și a șasea; pinioanele 13, 12, 10, 9, 7 și 6 corespunzătoare mersului înapoi (13) și vitezelor întâi, a doua, a treia, a patra și a cincea; melcul de antrenare a tahometrului 17 și flanșa de antrenare 18.

Arborele intermediar 25, sprijinit pe rulmenții 22 și 32, poartă denumirea pinioanelor 30 pentru angrenare permanentă, 29 pentru viteza a cincea, 28 pentru viteza a patra, 27 pentru viteza a treia și 26 pentru viteza a doua. În continuare, arborele este prevăzut cu dantură care înlocuiește pinionul pentru viteza întâi și pinionul de mers înapoi. Pinionul 28 și 27 sunt dintr-o bucată formând un pinion dublu.

Arborele pinionului de inversare a rotației la mersul înapoi 23 este sprijinit în carcasă sub arborele intermediar (când cutia este culcată).

Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză sunt realizate pentru:

viteza întâi prin reperele: 34-3-30-25-24-12-11-16

viteza a doua prin reperele: 34-3-30-25-26-10-11-16

viteza a treia prin reperele: 34-3-30-25-27-3-8-16

viteza a patra prin reperele: 34-3-30-25-28-7-8-16

viteza a cincea prin reperele: 34-3-30-25-29-6-5-16

viteza a șasea prin reperele: 34-3-5-16

pentru mersul înapoi prin reperele: 34-3-30-25-24-23-23-13-16

Realizarea constructivă a arborelui primar se prezintă în figura 3.10.

Modul de fixare a lagărului (rulmentului) 2 a arborelui primar este identic cu cel de la cutia de viteze AK-5-35. Jocul axial al rulmentului este zero.

Realizarea constructivă a arborelui se prezintă în figura 3.11.

Pinioanele 5,4 și pinionul dublu 3 sunt presate pe arbore după o prealabilă încălzire la 160-1800C. Jocul axial al arborelui intermediar trebuie să fie cuprins între 0,14 și 0,17 mm, reglat la un moment rezitent de 15-20 daN·cm. Reglarea se face prin inelul distanțier 9, fixat sub capacul anterior al arborelui.

Realizarea constructivă a arborelui secundar, figura 3.12

Capul anterior al arborelui secundar se sprijină în interiorul arborelui primar pe rulmentul 2, iar capul posterior se sprijină în carcasă pe rulmentul cu role 30. Fixarea rulmentului se face prin inelul elastic 31, care, prin montarea capacului tahometrului, este presat și fixat de carcasă. Inelul anterior este fixat prin pinionul tahometrului 32.

Butucii 21, 15 și 7 ai craboților (inelelor de cuplare) 23, 13 și 4 și butucul 26 de cuplare al pinionului de mersul înapoi sunt fixați pe arbore prin caneluri, toate pinioanele sunt montate pe rulmenți cu ace. La pinionul pentru viteza a cincea și pinionul de mers înapoi rulmenții cu ace rulează pe o bucșă fixată pe arbore. La montare, aceste bucșe se încălzesc la 850C; la restul pinioanelor rulmenții cu ace rulează direct pe fusul arborelui.

Comanda cutiei de viteza AK6-80 cuprinde subansamblul de acționare a inelelor de cuplare, (figura 3.13), subansamblul de acționare a manșoanelor (figura 3.14) și subansamblul de transmisie a comenzii cu "maneta la distanță" (figura 3.15) – asemănătoare cu subansamblul de transmitere a comenzii din cabină la cutia AK5-35.

Subansamblul pentru acționarea inelelor de cuplare (craboților), montat în capacul cutiei de viteze, cuprinde: tija 6, cu manșonul 5, și furca 7, pentru cuplarea mersului înapoi, sprijinită în orificiile 17, executate în capac; tija 8, cu manșonul 9 și jugul 10, pentru cuplarea vitezelor a cincea și a șasea, sprijinită în locașurile 18; tija 12, cu manșonul 11 și furca 13, pentru cuplarea vitezelor întâi și a doua, sprijinită în locașurile vitezelor a treia și a patra, sprijinită în locașurile 19; tija 15, cu manșonul 16 și furca 14, pentru cuplarea vitezelor întâi și a doua, sprijinită în locașurile 20. Fiecare tijă are o siguranță formată dintr-un cap conic, 4 și două arcuri concentrice, 2 și 3. Când cutia de viteze este pe automobil, tija 6 este sus, iar tija 15 este jos. Siguranța permite deplasarea axială a tijei, numai la acționarea de către șofer.

Subansamblul de acționare a manșoanelor tijelor este de tipul cu arbore rotativ. Arborele rotativ 4 (arborele de comandă), prevăzut cu levierul căutător 5 și pârghia de comndă 6, se sprijină în suportul 1, pe rulmenții cu ace 3, suportul fiind dintr-o bucată cu capacul 2 al capacului superior al cutiei de viteze.

Legătura dintre arborele rotativ și elementele subansamblului de transmitere a comenzii din cabină se face prin articulația cu capul sferic 7 și flanșa 8. Flanșa 8 este sprijinită de carcasa cutiei de viteze prin tija 10, prevăzută cu articulațiile cu cap sferic 9 și 11.

Jocul axial al furcilor în inelele de cuplare (mufele de cuplare), trebuie să fie de 0,1 mm, iar jocul axial al furcii vitezei a cincea trebuie să fie cuprins între 0,1 și 0,3 mm.

Subansamblul de transmitere a comenzii din cabină până la flanșa 8 (din figura 14) este identic cu cel de la cutia de viteze AK5-35.

3.7.1. Cutia de viteze AK6-80 cu reductor GV-80

Cutia de viteze AK6-80 cu reductor GV-80 este un ansamblu ce cuprinde cutia de viteze AK6-80 și un reductor GV-80, montat la partea sa frontală și care oferă 12 viteze pentru mersul înainte și două viteze pentru mersul înapoi (dublează numărul treptelor cutiei de viteze AK6-80).

În acest caz cutiei de viteze AK6-80 i se înlocuiește arborele primar cu unul mai scurt, care devine și arborele secundar al reductorului.

Reductorul GV-80, figura 3.16 are doi arbori, arborele primar 24 pe care se mișcă liber roata 25 și arborele care face corp comun cu roata 26. Acționarea reductorului se face prin intermediul sincronizatorului 27.

Prin deplasarea inelului sincronizatorului 27 spre dreapta se rigidizează arborele primar 24 al reductorului cu arborele primar 1 al cutiei de viteze, putându-se astfel să se realizeze șase viteze. Deplasând inelul sincronizator 27 spre stânga, se rigidizează roata 25 cu arborele primar al reductorului 24, care este cuplată cu roata 26, obținându-se astfel încă șase viteze.

Atunci când cutia de viteze este dotată (opțional) cu reductor GV-80 vitezele pot fi schimbate după două metode, figura 3.17:

1. Se schimbă ca de obicei cele două viteze în mod direct, fără ca cuplarea multiplicatorului – comutatorului basculant 2 fiind în poziția I – se realizează vitezele: 1-3-5-7-9-11, cu multiplicatorul cuplat – comutatorul în poziția II – se aprinde și lampa de control verde în turometru – se realizează vitezele: 2-4-6-8-10-12.

Sunt cuplate pe rând toate cele 12 viteze acționându-se comutatorul basculant înaintea schimbării vitezei.

Din mersul în gol în viteza 1: se apasă comutatorul în poziția II, se debreiază, se aduce schimbătorul de viteze în poziția 1-2, se ambreiază.

Din viteza 1 în viteza 2: se apasă comutatorul în poziția I, se debreiază și se ambreiază (schimbătorul rămâne în poziția 1-2).

Din viteza 2 în viteza 3: se apasă comutatorul în poziția II, se debreiază, se aduce schimbătorul de viteze în poziția 3-4 și se ambreiază.

Din viteza 3 în viteza 4: se apasă comutatorul în poziția I, se debreiază, se ambreiază (schimbătorul de viteze rămâne în poziția 3-4) etc.

La schimbarea într-o viteză mai mică se procedează în ordine inversă. Cuplarea sau decuplarea GV-ului 80 se realizează după debreierea completă, deoarece numai în acest caz microîntrerupătorul plasat pe cilindrul receptor al ambreiajului închide circuitul electric al comenzii acestuia.

Vitezele obținute cu reductorul GV-80 sunt prezentate în tabelul următor:

3.7.2. Diagnosticarea defectelor

3.7.3. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze AK6-80

Raportul de transmitere corespunzător treptei I de viteze, ik1, se determină în funcție de unghiul maxim al rampei (αmax)

Viteza critică de urcare a pantei va fi:

unde:

ηtr = 0,88 (randamentul transmisiei)

Ga = 16225 Kg – greutatea totală

PM=161,2 CP – puterea la cuplu maxim

Raportul de transmitere al transmisiei centrale se face din condiția atingerii vitezei maxime în priza directă pe drum orizontal.

rr = 0,5054 [m] – raza de rulare

nvmax = 2530 [rpm] – turația motorului la viteză maximă

i0 = 4,82

Raportul de transmitere al primei trepte va fi:

unde:

nM = 1500 [rpm] – turația la cuplu maxim

ik1 = 7,53

Valoarea raportului de transmitere al treptei I va fi verificat de condiția:

– greutatea ce revine punții motoare la deplasarea în pantă

h = 1,2 [m] – înălțimea centrului de greutate

φ = 0,7 – coeficientul de aderență (asfalt)

Gi = 4927,15 [Kg]

Condiție respectată:

0,337 < 7,53 < 160,59

Adoptăm numărul de trepte: K = 5.

Rapoartele de transmitere se calculează cu relația:

Pentru treapta a doua avem:

Pentru treapta a treia avem:

Pentru treapta a patra avem:

Pentru treapta a cincea raportul de transmitere va fi 1, deci treapta a cincea va fi priza directă:

ik5 = 1.

Treapta a șasea va fi folosită ca suprapriză, pentru a rula în mod economic pe drum orizontal:

ik6 = 0,82

Rația raportului de transmitere din cutia de viteze AK6-80 este:

3.7.4. Înreținerea cutiilor de viteze

Întreținerea cutiilor de viteze constă în utilizarea lubrifianților corespunzători (ulei T90 EP-2 NID 3805-70) și efectuarea următoarelor operații, la periodicitatea indicată: gresarea pârghiilor de schimbare a vitezelor după fiecare 3000 Km echivalenți; verificarea nivelului uleiului la 500, 2500 și apoi după fiecare 3000 Km echivalenți; verificarea strângerii capacelor cutiei de viteze și a asigurării și funcționării mecanismului de comandă după fiecare 12.000 Km echivalenți; înlocuirea uleiului la 500 și apoi după fiecare 24.000 Km echivalenți.

Cantitatea de ulei necesară unei cutii de viteze AK6-80 este de 15 l, iar a cutiei AK6-80 cu reductor GV-80 este de 16 l, știind că ungerea angrenajelor se face prin barbotarea uleiului.

CAPITOLUL IV

REDUCTORUL – DISTRIBUITORUL

4.1. Destinația reductorului – distribuitor

Automobilele destinate să lucreze în condiții grele de drum sau pe terenuri accidentate au de învins rezistențe mari la înaintare și pentru a folosi întreaga greutate a lor drept greutate aderentă, acestea se construiesc cu toate punțile motoare.

Pentru transmiterea momentului motor la toate punțile motoare, automobilele sunt echipate cu un distribuitor sau cu un reductor – distribuitor.

Distribuitorul are rolul de a distribui momentul motor la punțile motoare, fără însă a-l modifica.

Reductorul – distribuitor are rolul de a distribui momentul motor la punțile motoare și în același timp îl și modifică. În general reductorul – distribuitor este prevăzut cu două trepte, permițând dublarea numărului de trepte din cutia de viteze.

În majoritatea cazurilor, una dintre trepte are raportul de transmitere egal cu unitatea, iar a doua variabil între 1,7 și 2,8. Prin mărirea raportului de transmitere și folosirea integrală a greutății ca greutate aderentă, automobilul va putea să urce pante de 50-60%, va putea trece prin terenuri grele, etc.

În cazul unei aderențe diferite la roțile din față și din spate, în transmisie se produce un circuit de putere parazită, fenomen cu consecințe negative.

În funcție de modul de prevenire a circulației de puteri s-au realizat mai multe tipuri de reductoare-distribuitoare, după cum urmează: reductoare-distribuitoare prevăzute cu un dispozitiv de decuplare a punții motoare anterioare; reductoare-distribuitoare cu diferențial interaxial; reductoare-distribuitoare prevăzute cu cuplaje unidirecționale.

4.1.1. Reductorul-distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea punții anterioare

În figura 4.2 este reductorul-distribuitor utilizat la autoturismul ARO, având două trepte, una cu raportul de transmisie 1 și a doua cu raportul de transmisie 2,175.

Treapta cu raportul de transmitere 1 se obține prin cuplarea mufei 19 cu dantura auxiliară a pinionului 21 de pe arborele primar 16 (care este arborele secundar al cutiei de viteze). În felul acesta, momentul se transmite direct de la arborele primar la arborele secundar 14 de antrenare a punții spate. În același timp, momentul se transmite de la pinionul 21 la pinionul 22, solidar cu arborele intermediar 11. Cuplarea punții din față se realizează prin deplasarea spre stânga a mufei de cuplare 5 pentru solidarizarea arborelui secundar 2 de antrenare a punții față cu pinionul 4. Pinioanele 21 și 4 având același diametru, raportul de transmitere între arborii 16 și 2 este 1.

Treapta cu raportul de transmitere 2,175 pentru puntea din spate se obține prin cuplarea mufei 19 cu dantura auxiliară a pinionului 18 pentru a-l solidariza cu arborele 14. În felul acesta, momentul de la arborele primar 169 este transmis arborelui secundar 14 prin angrenajele roților 21-22 și 10-18. Prin cuplarea mufei 5 cu durata auxiliară a pinionului 7 se obține treapta cu raportul 2,175 și pentru puntea față.

Prin utilizarea reductorului-distribuitor, se poate obține:

cuplarea numai a punții spate fără mărirea momentului motor

cuplarea ambelor punți fără mărirea momentului motor

cuplarea ambelor punți cu mărirea momentului motor

Reductorul-distribuitor al autoturismului ARO are și un dispozitiv de zăvorâre, care împiedică cuplarea treptei cu raportul 2,175, când puntea din față este decuplată și elimină posibilitatea decuplării punții din față, când este cuplată treapta inferioară.

Un alt exemplu de reductor-distribuitor ce are dispozitiv de decuplare a punții din față, este și cel al autocamionului SR-132.

În figura 4.3 este prezentată cutia de distribuție a autocamionului SR-132, care este în carter separat montat pe rama automobilului.

Arborele primar 2 al cutiei de distribuție primește momentul de torsiune de la arborele secundar al cutiei de viteze printr-un cuplaj cardanic. Manșonul de cuplare 1 se cuplează cu roata 4 pentru treapta cu raport de transmitere egal cu 1 sau cu roata 7 (de pe arborele 5) pentru treapta cu raport de transmitere egal cu 1,928 (treapta înceată). De la roțile 7 sau 4, momentul se transmite prin roata dințată 10 și arborele 3 la puntea din spate, respectiv prin roata 9 și arborele 6 la puntea din față.

Atunci când în transmisie este introdus un circuit de putere parazită, prin intermediul manșonului 8, puntea din față se decuplează/cuplează atunci când este nevoie.

4.1.2. Reductorul-distribuitor cu diferențial interaxial

În figura 4.4 se prezintă reductorul-distribuitor prevăzut cu un diferențial interaxial asimetric, cu roți cilindrice, utilizat la autocamioanele ROMAN.

4.1.3. Reductorul-distribuitor prevăzut cu cuplaj unidirecțional

Reductoarele – distribuitoare cu cuplaj unidirecțional ocupă un loc pentru decuparea punții față și cele cu diferențial interaxial.

Cuplajul unidirecțional este în general un dispozitiv tip roată liberă pentru acționarea punții anterioare.

Dispozitivele tip roata-liberă, la apariția circulației de puteri se decuplează.

În general la reductoarele-distribuitoare prevăzute cu dispozitiv tip roată liberă, rapoartele de transmitere ale dispozitivelor de acționare ale punții anterioare și punții posterioare (sau ale punții anterioare și ale căruciorului automobilului cu trei punți) nu se iau egale și în același timp raportul de transmitere al dispozitivului de acționare al punții posterioare (sau al căruciorului). În felul acesta, cuplajul unidirecțional se decuplează, la fel și puntea anterioară, iar întreg momentul motor se transmite roților din spate. Când roțile posterioare vor începe să patineze atunci dispozitivul tip roată liberă se cuplează automat și roțile punții anterioare devin și ele motoare. Această soluție este foarte des întâlnită la autovehiculele 6×6.

4.2. Cutia de distribuție G 450, figura 4.5

Autocamionul ROMAN 10215F este dotat cu reductor-distribuitor de tip mecanic G 450, ce este montat după cutia de viteze. Acest reductor-distribuitor are momentul de intrare (maxim) de 459 daNm(Kgfm).

Cutia de distribuție G 450 este de tip mecanic cu două trepte de viteză: una cu raport 1:1, iar cealaltă cu raport de transmitere 1:1,83. O particularitate a acestei cutii de distribuție este instalația de ungere a angrenajelor, asigurată de o pompă cu piston, antrenată de un excentric.

În figura 4.6 este reprezentată schema cinematică a cutiei de distribuție G 40 cu diferențial, figura 4.7. Este o cutie de distribuție cu patru arbori. Diferențialul este cu roți dințate cilindrice. Avantajul acestui diferențial constă în faptul că raportul momentelor ce se transmit la punțile din față și din spate se face în funcție de sarcina statică pe punți. Mișcarea se transmite prin intermediul unor roți dințate la pinionul 9, fixat pe carcasa diferențialului 11.

Sateliții 13 sunt în angrenare permanentă cu roțile 14 și 12, fixate pe arborii secundari 3 și respectiv 4. Momentul este transmis la carcasa diferențialului 11 și capacul său 10. Atât timp cât reacțiunile pe sateliții 13 vor fi egale, diferențialul lucrează ca un tot unitar. În momentul când raportul reacțiunilor pe roțile punților din față și spate diferă de raportul razelor roților dințate 12 și 14, diferențialul intră în funcțiune. Sateliții încep să se rotească, efectuându-se echilibrarea forțelor la roțile punților din față și din spate, deci și pe sateliți.

Astfel automobilul poate să folosească întreaga forță de aderență pe orice teren, fără să dea naștere la circuite de putere parazitare.

Diferențialul devine nedorit în cazul când roțile uneia din punți patinează. În acest caz, puterea motorului se transmite numai la puntea a cărei roți patinează. Pentru a evita acest lucru, în cutia de distribuție s-a prevăzut inelul de cuplare 16, care se acționează manual, cu ajutorul căreia diferențialul se blochează, prin deplasarea sa spre spate.

Funcționarea reductorului – distribuitor în cele două trepte se realizează prin transmiterea momentului motor prin arborele primar 1 la arborii secundari 3 și 4 prin intermediul unor angrenaje. Prima treaptă se realizează prin rigidizarea pinionului 5 cu arborele primar 1 prin deplasarea pârghiei de cuplare 15 spre dreapta, lanțul cinematic fiind format din pinioanele 5, 7 și 9, ultimul fiind montat pe diferențialul 11, va antrena cei doi arbori secundari diferențialului 11, va antrena cei doi arbori secundari 3 și 4. Raportul de transmitere este 1.

A doua treaptă se obține prin deplasarea inelului de cuplare 21 spre stânga, rigidizându-se pinionul 6 cu arborele primar 1 și realizându-se lanțul cinematic format din pinioanele 6 și 8, în angrenare permanentă cu 7 și 9. Întrucât pinionul 9 se află montat pe diferențialul 11, acesta va transmite mișcarea de rotație la cei doi arbori secundari 3 și 4, iar raportul de transmitere este 1,83.

Arborele primar se reazemă pe doi rulmenți cu role în carcasa 19 și jocul permis fiind cuprins între 0,20 și 0,40 mm.

Arborele intermediar se reazemă în partea dreaptă pe un rulment oscilant cu role, iar la partea stângă pe un rulment cu role. În partea stângă are melcul care antrenează roata melcată 14 a transmisiei înregistratorului de kilometri. Jocul axial al arborelui intermediar este cuprins între 0,40 și 0,50 mm.

Arborele secundar 3 se reazemă pe un rulment cu bile în partea stângă și în carcasa diferențialului 11, în partea dreaptă. Pe acest arbore se montează inelul de blocare a diferențialului și flanșa 24 de cuplare a arborelui cardanic al punții față.

Arborele secundar 4 se reazemă în partea dreaptă pe un rulment cu bile, iar în partea stângă se solidarizează cu roata cu dantură interioară 12. Pe acest arbore este montat diferențialul 11 și flanșa 25 de cuplare cu arborele cardanic al punții spate.

Jocul axial pentru diferențialul montat pe arborii secundari este de 0,20-0,40 mm, iar piulițele crenelate de la flanșele 22, 24 și 25 se strâng cu un moment de 90-100 daN m.

Ungerea angrenajelor în cutia de distribuție G 450 se face cu ajutorul unei pompe cu piston, montată în partea de jos a cutiei, figura 4.8.

Pistonul pompei este antrenat de un excentric, montat pe carcasa diferențialului. În piston se găsește o supapă închisă cu ajutorul unui arc, care se deschide când uleiul devine vâscos. Pistonul urmărește profilul excentricului datorită unui arc elicoidal. Ungerea se face cu ulei de transmisie T90 EP-2, care se găsește în carcasa cutiei de distribuție și care este trimis pe pompă prin conducta 18, la conducta găurită 20, care dirijează jeturi continue de ulei pe danturile pinioanelor 5 și 5 și pe inelul 21.

4.3. Întreținerea cutiei de distribuție

Întreținerea cutiilor de distribuție constă în uilizarea lubrifianților corespunzători (ulei de transmisie tip T90 EP-2) și efectuarea următoarelor operții la periodicitatea indicată:

verificarea nivelului la 500, 2500 și apoi după fiecare 3000 km echivalenți.

Înlocuirea uleiului la 500 și apoi după fiecare 24000 km echivalenți.

Înlocuirea uleiului de transmisie din carterul reductorului-distribuitor se face odată cu înlocuirea lubrifiantului din carterul cutiei de viteze.

4.4. Calculul cutiei de viteze mecanice

Calculul geometric

Verificări:

Calculul treptei de mers înapoi

Calculul fortelor din angrenaje

Calculul arborelui primar

Calculul arborelui secundar

BIBLIOGRAFIE

Conf. Dr. Ing. Gheorghe Frățilă – Calculul și construcția automobilelor – Editura didactică și pedagogică, București, 1979

Conf. Dr. Ing. Gheorghe Frățilă – Automobile-cunoaștere, întreținere și reparare – Editura didactică și pedagogică, R.A.București, 1996

Spiridon Crețu, Gheorghe Prisacaru, Ioan Damian – Calculul și construcția autovehiculelor rutiere – Îndrumar de laborator – U.T. GH. Asachi-Facultatea de Mecanica-Iași, 1997

Nicolae Tecusan, Gheorghe Nițescu – Tractoare și automobile – Editura didactică și pedagogică, București, 1977

Tiberiu Urdăreanu, Mihai Gorianu, Chiriac Vasiliu – Propulsia și circulația autovehiculelor cu roți – Editura științifică și enciclopedică, București, 1997

Vasile Neculăiasa – Mișcarea autovehiculelor – Polirom S.A. Iași, 1996

M. Untaru, Gh. Peres, I. Tabacu – Dinamica autovehiculelor pe roți – Editura didactică și pedagogică, București, 1981

Edward Rakosi – Diagnosticarea utovehiculelor – Editura Gh Asachi, iași, 1999

Vicotr Mateevici, Toma Pavelescu – Automobile Roman – Editura științifică și enciclopedică, București, 1983

L. Moțoc, L.Popescu – Autobuze cu motoare Diesel orizontale – Editura tehnică, București, 1979

Roman-Cartea tehnică, Întreprinderea autocamioane Brașov, 1980

Cuprins

Capitolul I. Noțiuni generale

1.1. Evoluția automobilului

1.2. Compunerea generală a autovehiculelor

1.3. Clasificarea autovehiculelor

1.3.1. Autovehicule pentru transportul persoanelor

1.3.2. Autovehicule pentru transportul mărfurilor

1.3.3. Autovehicule cu destinație specială

Capitolul II. Calculul dinamic al autocamionului ROMAN 10215 F

2.1. Date inițiale

2.2. Dimensiunile principale și capacitatea de trecere a autovehiculelor

2.3. Greutatea și capacitatea de încărcare a autocamionului ROMAN 10215 F

2.4. Roțile de autovehicul

2.5. Determinarea puterii maxime a motorului

2.6. Determinarea caracteristicii externe

2.7. Tracțiunea autovehiculelor

2.7.1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

2.7.2. Determinarea raportului de transmitere în treapta I a cutiei de viteze

2.7.3. Determinarea vitezelor minime și maxime în fiecare treaptă de viteză

2.8. Determinarea rezistențelor la înaintare a autovehiculului

2.8.1. Rezistența la rulare

2.8.2. Rezistența de-a lungul rampei (pantei)

2.8.3. Rezistența aerului

2.8.4. Rezistența la demaraj

2.9. Bilanțul de putere al autovehiculului

2.10. Reacțiunile căii de rulare al autovehiculului

2.10.1. Reacțiunile normale în plan longitudinal

2.10.2. Reacțiunile în plan transversal

2.11. Caracteristica dinamică a autovehiculului

2.12. Determinarea curbelor accelerației autovehiculului

2.13. Frânarea și parametrii de frânare

Capitolul III. Cutia de viteze

3.1. Generalități

3.2. Construcția cutiei de viteze

3.3. Soluții constructive de cuplare a treptelor

3.3.1. Cuplarea treptelor prin roți dințate cu deplasare axială

3.3.2. Cuplarea treptelor prin roți dințate cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple

3.4. Treapta de mers înapoi

3.5. Construcția părților componente ale mecanismului reductor

3.6. Mecanismul de schimbare a vitezelor

3.6.1. Mecanismul de acționare al cutiei de viteze

3.6.2. Dispozitivul de fixare al treptelor

3.6.3. Dispozitivul de zăvorâre al treptelor

3.7. Cutia de viteze AK 6-80

3.7.1. Cutia de viteze AK 6-80 cu reductor GV-80

3.7.2. Diagnosticarea defectelor

3.7.3. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

AK6-80

3.7.4. Întreținerea cutiilor de viteze

Capitolul IV. Calculul cutiei de viteze AK6-80

4.1. Destinația reductorului – distribuitor

4.1.1. Reductorul-distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea punții anterioare

4.1.2. Reductorul-distribuitor cu diferențial interaxial

4.1.3. Reductorul-distribuitor prevăzut cu cuplaj unidirecțional

4.2. Cutia de distribuție G 450

4.3. Întreținerea cutiei de distribuție

4.4. Calculul cutiei de viteze mecanice