VITEZA MAXIMĂ DE 180 kmh [601419]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI
TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT – ZI

PROIECTAREA CUTIEI DE VITEZE
PENTRU UN AUTOTURISM CU
5 LOCURI ȘI
VITEZA MAXIMĂ DE 180 km/h

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC :
Ș.L. DR. ING. DRAGOMIR GEORGE

ABSOLVENT: [anonimizat] – IOAN (AVRAM)

ORADEA
2013

1
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ
Departamentul de Inginerie Mecanică si Autovehicule

TEMA ________

Lucrare de finalizare a studiilor a student: [anonimizat]: ______________________ ___________
1). Tema lucrării de finalizar e a studiilor: ________________________________ _______
___________________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
2). Termenul pentru predarea lucrării: ___________________________________ _______
3). Elemente inițiale pentru elaborarea lucrării de finalizare a studiilor: _______ _______
________ ___________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
4). Conținutul lucrării de finalizare a studiilor: ____________________________ _______
_________________________ __________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
_____________________________________________________ ______________ ________
5). Material grafic: ___________________________________________________ _______
___________________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
6). Locul de documentare pentru elaborarea lucrării: ______________________ _______
___________________________________________________________________ ________
___________________________________________________________________ ________
7). Data emiterii temei :________________________________________________ _______

Director de departament Conducător științific
_____________________ ___________________

Absolvent
______________________

2
Nr…………../……………

DECLARAȚIE DE AUTENTICITATE
A
LUCRĂRII DE FINALIZARE A STUDIILOR

Titlul lucrării _______________________________________________ _______________
__________________________________________________________ _______________
__________________________________________________ ________ _______________
_________________________________________________ ________________________
Autorul lucrării ______________________________________ ______________________
Lucrarea de finalizare a studiilor este elaborată în vederea susținerii examenul ui de
diplomă organizat de către Facultatea :
_____________________________________________ ___________________ din cadrul
Universității din Orad ea, sesiunea________________ a anului universitar _____________
Prin prezenta, subsemnatul (nume, prenume, CNP)
__________________________________________________________ _______________
_________________________________________________________ _______________ ,
declar pe proprie răspundere că această lucrare a fost elaborată de către mine, fără nici u n
ajutor neautoriz at și că nici o parte a lucrării nu conține aplicații sau studii de caz publicate de
alți autori.
Declar, de asemenea, că în lucrare nu există idei, tabele, grafice, hărți sau alte surse folosite
fără respectarea legii române și a convențiilor internațional e privind drepturile de autor.

Oradea Semnătura
Data_______________ ______________ __

3
Rezumatul proiectului de diplomă
În cadrul prezentei lucrări se urmărește stabilirea parametrilor cutiei de viteze destinate
unui autovehicul cu 5 locuri, care atinge viteza maximă de 180 km/h.
Lucrarea este structurată în opt capitole, fiecare având mai multe subcapitole și o listă de
referințe bibliografice.
În capitol ul 1 al lucrării sunt prezentate rolul, condiții le impuse și clasificarea cutiilor de
viteze urmate de o analiză a stadiului actual al tehnicii.
În capitol ul 2 se face studiul comparativ al auto vehiculelor similare cu cel din tema de
licență , se stabilesc caracteristicile tehnice ale autovehiculului, se stabilește caracteristica
exterioară a motorului cu ardere internă și caracteristica vitezelor teoretice .
În capitol ul 3 se fac determinările pe arborii cutiei de viteze (turații,puteri și mom ente).
În capitol ul 4 se stabilesc: materialele pentru roțile dințate, tensiunile admisibile,
proiectarea angrenajului cilindric cu dinți înclinați, stabilirea distanțelor dintre carter și roți,
dintre roți, forțele din angrenare, calculele de verificare a le angrenajului și predimensionarea
arborilor.
În capitol ul 5 se face verificarea la încălzire a cutiei de viteze, dimensionarea carcasei și
verificarea la încălzire a cutiei de viteze .
În capitol ul 6 se face calculul reacțiunilor din lagărele cutiei de vi teze, determinarea
momentelor încovoietoare și randamentul total al cutiei de viteze.
În capitol ul 7 se face alegerea rulmenților pentru arborele primar și secundar, alegerea
tipului de montaj, calculul sarcinilor dinamice și calculul capacității dinamice nacesare.
În capitol ul 8 se face descrierea metodelor de diagnostire, reparare și întreținerea cutiei de
viteze.
În cadrul referințe lor bibliografice sunt date linkuri și referiri la documentația folosită în
cadrul elaborării lucrării de diplomă.

4
Cuprins
1. Introducere ………………………………………………………………………………………………………… 8
1.1. Rolul, condiții impuse și clasificarea cutiilor de viteze ……………………………….. ………. 8
1.1.1. Rolul și condiții impuse cutiei de viteze ………………………………………………………… 8
1.1.2. Clasificarea cutiilor de viteze ………………………………………………………………………. 8
1.1.3. Cutiile de viteze mecanice în trepte cu arbori cu axe fixe ………………………………… 9
1.1.4 . Analiza stadiului actual al tehnicii ………………………………………………………………. 11
2. Studiu l comparativ al autoturisme lor similare cu cel din tema de licență ……………. 15
2.1. Studierea car acteristicilor unui auto turism dotat cu o cutie de viteze similară ……….. 16
2.1.1. Caracteristici tehnice ………………………………………………………………………………… 16
2.2. Caracteristica exterioară a motorului cu ardere internă ………………………………………. 18
2.2.1. Caracteristica de turație exterioară …….. ………………………………………………………. 18
2.2.2. Caracteristica vitezelor teoretice ……………….. ………………………………………………. 20
3. Structura și cinematica transmisiei mecanice ………………….. ………………………………… 28
3.1. Determinarea turațiilor arborilor ……………………………………………………………………… 28
3.2. Determinarea puterilor pe arbori ………………………………………………. …………………….. 28
3.3. Determinarea momentelor de torsiune ale arbori ……………………………………………….. 28
4. Angrenaje …………………………………………………………………………………………… …………… 29
4.1 Materiale pentru roți dințate …………………………………………………………………………….. 29
4.2 Valori necesare calculului angrenajului ……………………………………………………………. .31
4.2.1. Tensiuni admisibile …………………………………………………………………………………… 31
4.2.1.1. Tens iunea admisibilă la solicitarea
de contact pentru arborale principal …………………………………………………………………… 31
4.2.1.2. Tensiunea admisibilă la solici tarea
de încovoiere pentru arborale principal ………………………………………………………………. 31
4.2.1.3. Tens iunea admisibilă la solicitarea
de contact pentru arborale secundar …………………………………………………………………… 32
4.2.1.4. Tensiunea admisibilă la solici tarea
de încovoiere pentru arborale secundar …………………………… …………………………………. 32
4.2.1.5. Factorul de corecție al încărcării ……………………………………………………………. 33
4.3 Proiectarea angrenajului cilindric cu dinți înclinați …….. ……………………………………… 34
4.3.1. Calculul de predimensionare ……………………………………………………………………… 34
4.3.1.1. Alegerea numărului de dinți la pinion …………………………………………………….. 34

5
4.3.1.2. Alegerea coeficientului de lățime al danturii …………………………………………… 35
4.3.1.3. Alegerea unghiului de înclinare al dinților 𝛽………………………. ………………….. 35
4.3.1.4. Distanța minimă necesară între axe ………………………………………………………… 35
4.3.2. Calculul modulului ………………………………………………………………………………… …38
4.3.3 . Deteminarea numărului de dinți pentru roțile cu dantură înclinată ………………….. 39
4.3.3 .1. Calculul unghiurilor de înclinare ale danturii pentru treapta a I -a………………. 39
4.3.3 .2. Calculul numărului de dinți ai treptei a II – a și
unghiurile de înclinare ale danturii …………………………………………………………………….. 39
4.3.3 .3. Calculul numărului de dinți ai treptei a III – a și
unghiurile de înclinare ale danturii …………………………………………………………………….. 40
4.3.3 .4. Calculul numărului de dinți ai treptei a IV – a și
unghiurile de înclinare ale danturii …………………………………………………………………. ….40
4.3.3 .5. Calculul numărului de dinți ai treptei a V – a și
unghiurile de înclinare ale danturii …………………………………………………………………….. 40
4.3.3 .6. Determinarea deplasării de profil ………………………. ………………………………….. 41
4.3.4 . Calculul elementelor caracteristice angrenajelor cilindrice …………………………….. 42
4.3.4 .1. Elementele geometrice ale danturii ………………………………………………………… 42
4.3.5. Distan țele dinte carter și roțile dințate și dintre roți 𝑙1…𝑙8……….. ………………….. 46
4.3.6. Forțele în angrenare ………………………………………………………………………………….. 48
4.3.7. Calculul de verificare al angrenajului ………………………………………………………….. 48
4.3.7 .1. Calculul d e verificare al angren ajului la
presiune de contact pentru roata conducătoare ……………………………………………………. 48
4.3.7 .2. Calculul d e verificare al angrenajului la
presiune de contact pentru roata condusă ……………………………………… ……………………. 49
4.3.7 .3. Calculul de verificare al angrenajului la solicitarea de încovoiere 𝜍𝐹1………… 49
4.3.7 .4. Calculul de verificare al angrenajului la solicitarea de încovoiere 𝜍𝐹2………… 50
4.3.7 .5. Grosimea dinților pe cilindrul de cap ……………………………………………………… 50
4.3.7 .6. Verificarea lipsei subtăierii …………………………………………………………………… 50
4.3.8. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze …………………………………………………. 51
5. Verificarea la încălzire a cutiei de viteze ……………………………………………………………. 52
5.1. Alegerea uleiului pentru ungere ……………………………………… ………………………………. 52
5.2. Dimensionarea carcasei ………………………………………………………………………………….. 52
5.2.1. Elemente constructive ……………………………………………………… ……………………….. 52
5.3. Calculul suprafeței cutiei de viteze ………………………………………………………………….. 53

6
5.4. Verificarea la încălzire a cutiei de viteze ………………………………………………. …………. 54
6. Calculul reacțiunilor din lagărele cutiei de viteze ………………………………………………. 55
6.1. Calculul reacțiunilor pentru arborele principal ………………………………………………….. 56
6.2. Calculul reacțiunilor pentru arborele secundar ………………………………………………….. 57
6.3. Determinarea momentelor încovoietoare ………………………………………………………….. 58
6.4. Calculul momentului încovoietor rezultant ………………….. ………………………………….. 58
6.5. Calculul momentului încovoietor echivalent …………………………………………………….. 58
6.6. Randamentul total al cutiei de viteze …………………….. ………………………………………… 59
7. Alegerea rulmenților ………………………………………………………………………………………… 61
7.1. Stabilirea încărcării rulmentilor ………………………………………………………………………. 61
7.2. Alegerea rulmenților pentru arborele primar …………………………………………………….. 62
7.2.1. Forțele radiale din rulmenți ………………….. …………………………………………………… 62
7.2.2. Forțele axiale interne ………… …………………………………………………………………….. 62
7.2.3. Montajul în X ………………………. ………………… ………………………………………………. 62
7.2.4. Calculul sarcinii dinamice echivalente ………………………………………………………… 63
7.2.5. Capacitatea dinamică necesară ………………………………………… ………………………… 64
7.3. Alegerea rulmenților pentru arborele secundar ………………………………………………….. 65
7.3.1. Forțele radiale din rulmenți …………………………………………………………………. …….65
7.3.2. Forțele axiale interne ………………. ………………………………………………………………. 65
7.3.3. Montajul în X …………………………. ………………………………………………………………. 65
7.3.4. Calculul sarcinii dinamice echivalente ………………………………………………………… 65
7.3.5. Capacitatea dinamică necesară ………………………… ………………………………………… 66
7.4. Dimensiunile constructive pentru capacele pătrunse ………………………………………….. 68
8. Diagnosticarea, repararea și întreținerea cutiei de viteze ……………………………… ……69
8.1. Diagnosticarea ………………………………………………………………………………………………. 69
8.1.1. Blocarea cutiei de viteze ………………………………………………………………………… ….69
8.1.2. Rămînerea c utiei de viteze într -o treaptă, fără posibilitatea de
a mai cupla alta …………………………………………………………………………………………………. 69
8.1.3. Autodecuplarea cutiei de viteze („sare din viteza”) ………………………………………. 70
8.1.4. Shimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj,
cu ambreiajul complet decuplat …………………………………………………………………………… 70
8.1.5. Zgomot continuu mai puternic la mersul în plină sarcină ………………………………. 70
8.1.6. Bătaia ritmică ……………………………………. …………………………………………………….. 71
8.2. Repararea cutiei de viteze ………………………………………………………………………………. 71

7
8.2.1. Carterul cutiei de viteze ……………………………. ………………………………………………. 71
8.2.2. Arborii cutiei de viteze ……………………………………………………………………………… 71
8.3. Verificarea cutiei de viteze ………………………………….. ………………………………………… 72
8.4. Întreținerea cutiei de viteze …………………………………………………………………………….. 72
Bibliografie …………………………………………………………. ………………………………………………. 73

8
1 Introducere
1.1 Rolul, condiții impuse și clasificarea cutiilor de viteze
1.1.1 Rolul și condiții impuse cutiei de viteze
Rezistențele la înaintare a automobilului variază mult, în funcție de condițiile de deplasare
și corespunzător acestora trebuie modificată forța de tracțiune. Marea majoritate a
automobilelor fiind echipată cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în
faptul că au o variație limitată a momentului motor și a forței de tracțiune trebuiesc să fie
echipate cu o cutie de viteze.
Rolul cutiei de viteze este:
 să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația rezistențelor la
înaintare
 să permită deplasarea automobilului cu viteze reduse, care nu pot fi asigurate de
motorul cu ardere internă deoarece turația minimă stabilă (relanti) este relativ mare
 să permită mersul înapoi al automobilului fără inversarea sensului de rotație a
arborelui cotit al motorului
 să realizeze întreruperea îndelungată a l egăturii dintre motor și restul transmisiei, în
cazul în care automobilul stă pe loc cu motorul în funcțiune
Cutiile de viteze trebuie să îndeplinească următoarele condiții:
 să asigure automobilului cele mai bune calități dinamice și economice la o
caracte ristică exterioară dată a motorului
 acționare simplă și comodă
 funcționare silențioasă
 construcție simplă și gabarit redus
 randament și fiabilitate ridicate
 greutate redusă
 întreținere ușoară
1.1.2 Clasificarea cutiilor de viteze
Cutiile de viteze se clasifică d upă modul de variație a raportului detransmitere și după
modul de schimbare a treptelor de viteze.
După modul de variație a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:
 în trepte, la care variația raportului de transmitere este discontinuu
 continue sau progresive, care asigură între anumite limite o variație continuă a
raportului de transmitere

9
 combinate, care reprezintă o asociere întreo cutie de viteze în trepte și una
progresivă
Cutiile de viteze în trepte se clasifică în funcție de poziția axelo r arborilor și după numărul
treptelor pentru mersul înainte.
După poziția axelor arborilor, cutiile de viteze în trepte pot fi:
 cu axe fixe (simple)
 cu axe planetare, la care axele unor arbori execută o mișcare de rotație în jurul
unui ax central
După numă rul treptelor de viteze, cutiile de viteze pot fi cu trei, patru, cinci, șase sau mai
multe trepte.
Cutiile progresive se clasifică după principiul de transformare al momentului motor în:
 mecanice, de tipul cu fricțiune cu impulsuri
 hidraulice, de tipul hidrodinamice sau hidrostatice
 electronice
Cutiile de viteze combinate reprezintă în general o asociere între un hidrotransformator și o
cutie de viteze în trepte, de obicei planetară.
După modul de schimbare a treptelor de viteze, cutiile de viteze pot fi :
 cu acționare directă, la care schimbarea treptelor se face în general manual sau
cu ajutorul uni servomecanism
 cu acționare semiautomată, la care numărul de operații necesare schimbării
treaptei de viteze următoare se reduce (stabilirea trepteide viteze se face de către
conducătorul auto, iar schimbarea se efectuează cu ajutorul unui
servomecanism)
 cu acționare automată, la care schimbarea treptelor se face în mod automat în
funcție de condițiile de mers, asigurând automobilului regimul optim de
deplasare
1.1.3 Cutiile de viteze mecanice în trepte cu arbori cu axe fixe
În prezent cele mai utilizate cutii de viteze pentru autovehicule sunt cele cu variația în tepte
a raportului de transmitere, cu arbori cu axe fixe și cu acționare mecanică. Aceste cutii permit
variația reportului de transmitere în limitele necesare, pentru o constructie relativ simplă, cu
randament ridicat și la un cost scăzut.
Părțile componente ale unei cutii de viteze în trepte sunt:
 mecanismul reductor sau amplificator (cutia de viteze propriu -zisă)

10
 sistemul de acționare
 dispozitivul de fixare a treptelor
 dispozitivul de zăvorâre a treptelor

Fig.1 Cutie de viteze similară cu cea din tema de proiect
în care:
 1. butucul ambreiajului
 2. arborele primar al cutiei de viteze
 3. grupul satelit
 4. arbore planetar
 5. coroana diferențialului
 6. roată dințată pentru treapa a I – a de viteze
 7. roată dințată pentru treapa a II – a de viteze
 8. carterul cutiei de viteze
 9. roată dințată pentru treapa a III – a de viteze
 10. roată dințată pentru treapa a IV – a de viteze
 11. locaș pentru rulment
 12;15. roți dințate pentrutreapta a V – a de viteze
 13. arborele secundar al citiei de viteze
 14. capacul din spate al cutiei de viteze
 16. carterul ambreiajului
Mecanismul reductor -amplificator constituie partea pri ncipală a cutiei de viteze și servește
la modificarea raportului de transmitere, a momentului motor, ăn funcție de variația

11
rezistențelor la înaintare a automobilului. Mecanismul se compune din: doi sau trei arbori pe
care se află montate mai multe perechi de roți dințate și dintr -un carter. Sistemul de acționare
servește la cuplarea și decuplarea treptelor, dispozitivul de fixare nu permite schimbarea
treptelor de viteze sau ieșirea în poziția neutră decât la intervenția conducătorului auto, iar
dispozitiv ul de zăvorâre nu permite cuplarea simultană a mai multor trepte de viteze.
1.1.4 Analiza stadiului actual al tehnicii
Tendința tehnicii actuale în domeniul automobilelor, este combinarea cutiilor de viteze
clasice cu variatoare toroidale (CVT) sau înlocuirea lo r cu acestea. O transmisie continuu
variabilă (CVT) este o transmisie care poate schimba continuu un număr infinit de rapoarte de
transmisie efective, între valorile maxime și minime . Acest lucru contrastează cu alte
transmisii mecanice , care oferă un număr fix de rapoarte de transmisie . Flexibilitatea cutiei
CVT permite arborelui de intrare să mențină o viteză unghiulară constantă într-o gamă largă
de viteze de ieșire . Variatoarele toroidale poat oferi o economie de combustibil mai bună
decât alte tran smisii , permițând motorului să funcționeze la turațiile sale cele mai eficiente
pentru o gamă largă de viteze ale vehiculului . Mai poate fi de asemenea folosită pentru a
construi un sistem de recuperare a energiei cinetice .
Acestea realizează variația cont inuă a raportului de transmitere de la roata conducătoare la
roata condusă, prin intermediul a diferite sisteme:
 cu corpuri intermediare rigide și suprafețe de frecare toroidale (Chrisriansen),
[4]
Fig.2 Mecanism toroidal cu role
În cazul variatorului cu fricțiune cu corpuri intermediare rigide și suprafețe de frecare
toroidale, mișcarea este transmisă de la roata toroidală conducătoare la roata toroidală
condusă prin intermediul rolelor intermediare. Variația raportului de transmisie se realizează
prin r otirea rolelor în jurul axelor care trec prin centrul de curbură a profilului toroidal.

12
Pentru realizarea transmiterii momentului și a turației este necesară aplicarea unei forțe
axiale, care generează o componentă axială în zona de contactdintre suprafețe le de frecare.
Forța axială este generată prin intermediul unor arcuri de pretensionare, elicoidale sau disc,
care apasă asupra roților toroidale.
 cu suprafețe de frecare conice,

[5]
Fig.3 Mecanism toroidal cu conuri
 cu curea trapezoidală de cauciuc și cu lanț,

[5]
Fig.4 Mecanism toroidal cu lanț
În acest sistem, există două curele trapezoidale, care sunt împărțite perpendicular pe axele
lor de rotație, cu un V -banda de alergat între ele. Raportul de transmisie se modifică prin
aproapierea fuliilor de pe un arbore concomitent cu depărtarea fuliilor de pe al dolea arbore,
în scopul de a menține o tensionare corectă a curelelor.
Pentru o eficiență ridicată, transmisia se poate face doar cu un lanț. Fiecare element al
lanțului are laturi conice, care se po trivesc perfect pe laturile fuliei, zona de contact este
proporțională cu numărul de elemente, astfel lanțul are o mulțime de elemente foarte mici.

13
Pe suprafețele de contact ale fuliilor se aplică un film de lubrifiant, destul de gros pentru ca
discurile ș i lanțul să nu intre în contact direct niciodată dar suficient de subțire pentru a nu se
pierde putere când fiecare element intră în filmul de lubrifiant.
Elementele lanțului sunt stabilizate cu 12 benzi de oțel, fiecare bandă fiind destul de
subțire , astf el încât să se îndoaie cu ușurință .
În pachetul de benzi, fiecare bandă corespunde unui raport de transmisie ușor diferit , și,
astfel ele vor aluneca una peste alta și au nevoie de ulei între ele . De asemenea, benzile
exterioare alunecă prin lanțul de stabilizare , în timp ce banda de centru poate fi folosită ca
legătură a lanțului .
 cu role toroidale (Perbury),

[5]
Fig.5 Mecanism toroidal , dublu, cu role
Acestea sunt formate de discuri și role care transmit puterea între discuri . Discurile se pot
imagi na ca două părți conice , punct cu punct, cu laturile elipsoidale , astfel încât cele două
părți ar putea umple gaura centrală a unui tor. Un disc este de intrare , iar celălalt este de ieșire .
Între discuri sunt rolele care variază raportul de transmitere și care transferă puterea și
momentul de la o parte la cealaltă . Atunci când axa rolei este perpendiculară pe axa discurilor
învecinate, intră în contact cu piesele conice învecinate pe același diametru și, astfel oferă un
raport de transmisie de 1:1 .
Rola poate fi mutată de-a lungul axei de pieselor conice , și își schimbă unghiul după cum
este necesar pentru a menține contactul .
Acest lucru va determina rola să intre în contact cu părțile conice la diametre diferite și
distincte , oferind un raport de transmisie diferit de 1:1. Sistemul poate fi parțial sau total
toroidal . Sistemele integral toroidale sunt mai cele eficiente soluții în timp ce sistemele parțial
toroidale necesită un convertor de cuplu și prin urmare își pierd eficiența .

14
Unele sisteme toroidale sunt, de asemenea infinit variabile , iar sensul de rotație poate fi
inversat în cadrul convertorului .
[7]

15
2 Studiul comparativ al autoturism elor similare cu cel din tema de
licență
Tabelul 2.1 Caracteris ticile autoturism elor similare cu autovehiculul din lucrarea de licență
Nr. 1 2 3 4 5 6
Marca auto

Parametrul Dacia
Logan Daewoo
Espero Skoda
Octavia Opel
Kadet Lada
Niva VW Golf
Capacitatea
cilindrică 1598 𝑐𝑚3 1498 𝑐𝑚3 1595 𝑐𝑚3 1598 𝑐𝑚3 1690 𝑐𝑚3 1598 𝑐𝑚3
Pe [Kw] 59 61 58 61 59 55
np
[rot/min] 5500 4800 5600 5400 5600 4250
Me [N m] 128 137 148 130 133 145
nm
[rot/min] 3000 2600 2800 2600 3100 2750
Vmax
[km/h] 175 170 190 175 170 180
Masa total
maxim
autorizată 1944 1630 1330 1450 1550 1515
Sarcina
utilă 5 locuri 5 locuri 5 locuri 5 locuri 5 locuri 5 locuri
i0 4,34 4,18 3,11 3,67 3,41 4
icv1 3,61 3,54 2,56 3,07 3,12 2,41
Formula
roților 4×2 4×2 4×2 4×2 4×4 4×2
Dimensiun i
anvelope 195/65 R15 205/60 R15 195/65 R15 195/65/ R15 185/85 R16 215/65/ R16

16
2.1 Studierea ca racteristicilor unui autoturism dotat cu o cutie de viteze similară
2.1.1 Caracteristici tehnice
1 Motorul
Tipul: AEE
Cilindreea: 1598[ cm3]
Puterea maximă: 55[Kw]
Turația la puterea maximă: 4250 [rot/min]
Momentul maxim: 145[Nm]
Turația la momentul maxim: 2750 [rot/min]
2 Transmisia
Tipul cutiei de viteze: manuală
Tipul ambreajului: mecanic, monodisc, uscat
Raportul de transmitere al transmisiei principale: 𝑖0=4
Raportul d e transmitere al cutiei de viteze: 𝑖𝑐𝑣1=2,41
𝑖𝑐𝑣2=1,99
𝑖𝑐𝑣3=1,43
𝑖𝑐𝑣4=1,02
𝑖𝑐𝑣5=0,73
3 Șasiul
Tipul șasiului: neportant
Frâne față. -disc ventilat
spate: -disc ventilat
Directie: servodirecție mecanică
4 Dimensiuni și greutate
Dimensiuni de gabarit: lungimea: 4020 [mm]
lățimea: 1695 [mm]
înălțimea: 1200 [mm]
Ampatamentul: 2578 [mm]
Encartamentul: față: 1300 [mm]
spate: 1350 [mm]
Garda la sol: 160 [mm]
Pneur i: față 215/6 0/16 82 V
spate 215/60/16 82 V
Masa proprie: 1330 [Kg ]

17
Masa maximă autorizată pe axe: față: 672 [daN]
spate: 658 [daN]
Masa total maxim autorizată: 1330 [Kg ]
5 Performanțe
Viteza maximă: 180[Km/h]
Demarajul (de la 0 la 100 Km/h): 14 [s]
Consum de combustibil ( I/100 Km): 6,5…7,8
Emisii de noxe: 134 [mgCO 2/Km]

18
2.2 Caracteristica exterioară a motorului cu ardere internă
2.2.1 Carac teristica de turație exterioară
În cazul în care sursa energetică a autovehiculului este un motor cu ardere internă cu
piston, parametrii funcționali ai acestuia influențează în mod evident și paramet rii dinamici ai
autovehiculului .
Se numește caracteristică de turație a unui motor , diagrama ce repr ezintă curbele de
variație ale puterii efective ’’ 𝑷𝒆’’, momentului motor efectiv ’’ 𝑴𝒆’’, consumului orar de
combustibil ’’ 𝑪𝒉’’ și consumului specific efectiv de combustibil ’’ 𝑪𝒆’’, în funcție de turație,
la o anumită sarcină constantă.
Determinarea exactă a caracteristicii de turație se poate face numai experimental după
metode și în condiții standardizate.
Pe baza rezultatelor experimentale s -au creat modele matematice de trasare a
caracteristicilor de turație exterioară , utilizând para metrii generali ai motorului indicați de
constructor și diverse relații matematice empirice.
În funcție de valoarea sarcinii motorului se definesc mai multe tipuri de cara cteristici de
turație și anume:
a) Caracteristica de turație exterioară – reprezintă var iația puterii maxime absolute a
motorului la toată gama de turații , dezvoltată la sarcină totală și în condiții de reglaje optime
ale motorului . Sarcina totală este atunci când obturatorul carburatorului este complet deschis
sau cremaliera pompei de injecț ie este în poziția corespunzătoare debitului maxim . Reglajele
optime se referă în principal la avansul , la declanșarea scânteii electrice sau la începerea
injecției și la regimul termic al motorului .
b) Caracteristica de turație la sarcină totală – se determi nă la sarcină totală , însă fără a
mai fi necesare reglajele optime ale motorului
c) Caracteristica de turație la sarcini parțiale – se determină cu obturatorul carburatorului
parțial deschis sau cremaliera pompei de injecție într -o poziție intermediară.
d) Caracteristica de turație la sarcină nulă sau Caracteristica de mers în gol corespunde
poziției de mers în gol a l obturatorului carburatorului sau cremalierei pompei de injecție.
În acest caz se trasează numai variația consumului orar de combustibil în funcție de turație
deoarece : 𝑷𝒆=𝟎; 𝑴𝒆=𝟎; 𝑪𝒆=∞.

19
Din studiul caracteristici i exterioare a motorului cu ardere internă se disting următoarele
regimuri de funcț ionare în rap ort cu turația arborelui motor:
 𝑛𝑚𝑖𝑛 este turația minimă de funcționar e a motorului în sarcină totală , la care se
dezvoltă momentul efectiv 𝑀𝑚𝑖𝑛și puterea efectivă 𝑃𝑚𝑖𝑛.
 𝑛𝑚 este turația de moment efectiv maxim , la care se dezvoltă momentul motor efectiv
maxim 𝑀𝑚𝑎𝑥 și puterea efectivă 𝑃𝑀.
 𝑛𝑃 este turația la p uterea maximă la care se dezvoltă momentul efectiv 𝑀𝑃și puterea
efectivă maximă 𝑃𝑚𝑎𝑥.
 𝑛𝑚𝑎𝑥 este turația maximă la care se dezvoltă momentul motor 𝑀𝑁 și puterea 𝑃𝑁.
La motoa rele cu aprindere prin scânteie , atunci când turația crește peste valoarea 𝑛𝑃,
puterea motorului se reduce din cauza înrăutățirii umplerii cilindrilor cu amestec carburant și
sporirii rezistențelor mecanice în motor. Deoarece acest regim de fu ncționare este total
neeconomic , turația m aximă 𝑛𝑚𝑎𝑥va depăși numai cu 10…20% turația de putere maximă 𝑛𝑃.
Caracteristica exterioară separă funcționarea motorului în două zone:
 domeniul de turație 𝑛𝑀−𝑛𝑃 sau zona de funcționare stabilă a motorului
 domeniul de turație 𝑛𝑚𝑖𝑛−𝑛𝑀 sau zo na de instabilitate a funcționării motorului
Domeniul de stabilitate al funcționării se apreciază prin coeficientul de elasticitate al
motorului ’’ 𝐶𝑒’’ definit de raportul:
𝐶𝑒=𝑛𝑀
𝑛𝑃 (2.1) [1, pag.13]
la MAS:
𝐶𝑒=0,45…0,65
Variația momentului motor în zona de stabilitate se apreciază prin coeficientul de
adaptabilitate (suplețe) ’’ 𝐶𝑎’’:
𝐶𝑎=𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑃 (2.2) [1, pag.13]
la MAS:
𝐶𝑎=1,10…1,40
[1]

20
2.2.2 Caracteristica vitezelor teoretice
Reprezintă diagrama de variație a vitezei de deplasare a autovehiculului în funcție de
turația arborelui motor și de treapta de viteză selectată.
Viteza teoretică se calculează cu relatia:
𝑉𝑎=0,377∙𝑟𝑟∙𝑛
𝑖𝑡𝑟 [𝑘𝑚/𝑕] (2.3) [1, pag.13]
în care:
𝑛−turația arborelui motor
𝑖𝑡𝑟−raportul total de transmitere al transmisi ei autovehiculului
𝑖𝑡𝑟=𝑖0∙𝑖𝑐𝑣 (2.4) [1, pag.13]
în care:
𝑖0−raportul de transmitere al transmisiei principale
𝑖𝑐𝑣−raportul de transmitere al schimbătorului de viteze corespunzător treptei selectate
𝑟𝑟−raza de rulare a roții motoare
𝑟𝑟=𝑟0∙𝜆 [𝑚𝑚] [1, pag.13] 
𝜆−coeficient de deformare a pneului
𝜆=0,940…0,980−pentru pneurile de autoturisme
𝜆=0,945…0,950−pentru pneurile de autocamioane, autobuze , etc
La anvelopa tip 215/65 R16 cifrele inscripționat e reprezintă :
𝟐𝟏𝟓−𝑩−balonaj ul anvelopei [𝑚𝑚] (lățimea)
𝟔𝟓−𝑯/𝑩−raportul dintre înățimea secțiunii anvelopei și balonajul
acesteia[%]
𝟏𝟔−𝑫𝒋−diametrul ja ntei roții (în țoli)
Se consideră: 𝜆=0,97
Raza liberă a roții:
𝑟0=16
2∙25,4+215∙65%=343 𝑚𝑚
Raza de rulare a roții:
𝑟𝑟=288 ,8∙0,97=333 𝑚𝑚
𝑟𝑟=0,333 𝑚
În cazul în care rapotul 𝐻/𝐵 nu este precizat se consideră 𝐻/𝐵=0,82
Vitezele autovehiculului corespunzătoare turației de moment maxim 𝑛𝑀 în fiecare treaptă a
schimbătorului de viteze se numesc viteze critice ’’ 𝑉𝑐𝑟’’, deoarece sub această valoare regimul
de funcționare al motorului devine instabil.

21
Calculul momentului motor ’’𝑀𝑃’’ corespunzător turației de putere maximă 𝑛𝑃 se face cu
relația:
𝑀𝑃=9544∙𝑃𝑚𝑎𝑥
𝑛 [𝑁𝑚] (2.6) [1, pag.15]
𝑀𝑃=9544∙55
4250=124 𝑁𝑚
Coeficienții de elasticitate și adaptabilitate ai motoru lui se determină cu relațiile (2.1) și
(2.2).
Pentru calcule aproximative se apreciază că valorile momentului motor variază în funcție
de turația arborelui cotit după o parabolă pătratică de forma:
𝑀𝑒=𝑀𝑃∙ 𝛼+𝛽∙𝑛
𝑛𝑝−𝛿∙ 𝑛
𝑛𝑝 2
[𝑁𝑚] (2.7) [1, pag.15]
în care:
𝛼,𝛽,𝛿−coeficienți ale căror valori se pot calcula (la MAS) cu următoarele relații stabilite
empiric pe baza determinărilor experimentale (tabelul 2.2 ):
𝛼=𝐶𝑒2−𝐶𝑎∙(2∙𝐶𝑒−1)
(𝐶𝑒−1)2 (2.8) [1, pag.15]
𝛽=2∙𝐶𝑒∙(2∙𝐶𝑎−1)
(𝐶𝑒−1)2 [1, pag.15] 
𝛿=𝐶𝑎−1
(𝐶𝑒−1)2 (2.10 ) [1, pag.15]
Din relația (2.7) rezultă ecu ația de calcul a puterii e fective ’’𝑃𝑒’’ în functie de momentul
motor:
𝑃𝑒=𝑀𝑒∙𝑛
9554 [𝑘𝑊] (2.11 ) [1, pag.15]
Pentru ’’𝑛’’ se dau valori succesive cuprinse între 𝑛𝑚𝑖𝑛 și 𝑛𝑚𝑎𝑥 cu un pas de 250 𝑟𝑜𝑡/
𝑚𝑖𝑛. Valoarea turației 𝑛𝑚𝑖𝑛=750 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛, iar 𝑛𝑚𝑎𝑥se alege astfel încât:
𝑛𝑚𝑎𝑥=1,12∙𝑛𝑃 [𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛] (2.12) [1, pag.15]
𝑛𝑚𝑎𝑥=1,12∙4250 =4750 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛
Valorile corespunzătoare momentului motor 𝑀𝑒 și ale puterii efective 𝑃𝑒 se vor nota în
tabelul 2. 3.
[1]

22
Tabelul 2.2 Valoarea coeficienților utilizați în calcule
(n/np) (n/np)^2 rr=0,333 Io=4 Itr1=9,64
0,176 0,031 ηtr=0,92 Icv1=2,41 Itr2=7,96
0,235 0,055 Ce=0,65 Icv2=1,99 Itr3=5,72
0,294 0,087 Ca=1,17 Icv3=1,43 Itr4=4,08
0,353 0,125 α=0,584 Icv4=1,02 Itr5=2,92
0,412 0,170 β=1,804 Icv5=0,73
0,471 0,221 δ=1,388
0,529 0,280
0,588 0,346
0,647 0,419
0,706 0,498
0,765 0,585
0,824 0,678
0,882 0,779
0,941 0,886
1 1
1,059 1,121
1,118 1,249

23

Diagrama 2.1 Variația momentului și a puterii în funcție de turația motorului

Tabelul 2.3 Variația momentului și a
puterii în funcție de turația motorului
n[rot/min] Me[Nm] Pe[kw]
750 106 8
1000 115 12
1250 123 16
1500 130 20
1750 135 25
2000 139 29
2250 142 33
2500 144 38
nM 2750 145 42
3000 144 45
3250 142 48
3500 139 51
3750 135 53
4000 130 54
nP 4250 124 55
4500 116 55
4750 107 53

24
Tabelul 2.4 Variația vitezei în funcție de turația motorului
n[rot/min] Va1[km/h] Va2 Va3 Va4 Va5
750 10 12 16 23 32
1000 13 16 22 31 43
1250 16 20 27 38 54
1500 20 24 33 46 64
1750 23 28 38 54 75
2000 26 32 44 61 86
2250 29 35 49 69 97
2500 33 39 55 77 107
nM 2750 36 43 60 85 118
3000 39 47 66 92 129
3250 42 51 71 100 140
3500 46 55 77 108 150
3750 49 59 82 115 161
4000 52 63 88 123 172
nP 4250 55 67 93 131 183
4500 59 71 99 138 193
4750 62 75 104 146 204

Diagrama 2.2 Variația vitezei în funcție de turația motorului

25
Tabelul 2.5 Variația forței la roată în funcție de viteza autovehiculului
V [km/h] Fr1[N] Fr2 Fr3 Fr4 Fr5
0 2831 2338 1680 1198 857
13 3070 2535 1822 1299 930
26 3277 2706 1945 1387 993
39 3453 2851 2049 1461 1046
52 3597 2970 2134 1522 1090
65 3709 3063 2201 1570 1124
78 3790 3130 2249 1604 1148
91 3839 3170 2278 1625 1163
104 3857 3184 2288 1632 1168
117 3842 3173 2280 1626 1164
130 3796 3135 2253 1607 1150
143 3719 3071 2207 1574 1126
156 3610 2981 2142 1528 1093
169 3469 2864 2058 1468 1051
182 3296 2722 1956 1395 998
195 3092 2553 1835 1309 937
208 2856 2358 1695 1209 865

Diagrama 2.3 Variația forței la roată în funcție de viteza autovehiculului

26
Tabelul 2.6 Variația puterii efective în funcție de viteza atinsă de autovehicul, cu diferite valori ale
raportului de transmitere final
Pr+Pa(𝒊𝟎=𝟒) Pe*ηtr Va(𝒊𝟎=𝟑) Va(𝒊𝟎=𝟑,𝟓) Va(𝒊𝟎=𝟒) Va(𝒊𝟎=𝟒,𝟓) Va(𝒊𝟎=𝟓)
3 8 43 37 32 29 26
4 11 57 49 43 38 34
5 15 72 61 54 48 43
7 19 86 74 64 57 52
9 23 100 86 75 67 60
11 27 115 98 86 76 69
13 31 129 110 97 86 77
16 35 143 123 107 95 86
20 38 157 135 118 105 94
24 42 172 147 129 115 103
28 45 186 160 140 124 112
33 47 200 172 150 134 120
39 49 215 184 161 143 129
45 50 229 196 172 153 137
53 51 243 209 183 162 146
61 50 258 221 193 172 155
70 49 272 233 204 181 163

Diagrama 2.4 Variația puterii efective în funcție de viteza atinsă de autovehicul, cu diferite
valori ale raportului de transmitere final

În urma analizei diagramei se constată că valoarea optimă a raportului final este 4, deoarece
satisface optim cerințele (atingerea vitezei stabilite și o rezervă de putere).

27
Diagrama 2.5 Diagrama ferăstrău

În urma analizei diagramei se constată că treapta de viteze superioară este acoperită de
treapta de viteze inferioară, astfel încât la schimbarea treptelor de viteze în vederea măririi
vitezei nu se pierde demarajul autovehiculului.

28
3 Structura și cinematica transmisiei me canice
3.1 Determinarea turațiilor arborilor
Turația la arborele principal (se ia de la turația de moment):
𝑛1=2750 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛
Turația la arborele secundar se calculează cu relația:
𝑛2=𝑛1
𝑢1,2 [𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛] (3.1) [2, pag.33]
𝑛2=2750
2,41=1141 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛

3.2 Determinarea puterilor pe arbori
Puterea pe arborele principal ( se ia de la turația de moment):
𝑃1=𝑃𝑒 [𝑘𝑊] (3.2) [2, pag.34]
𝑃𝑒=42 𝑘𝑊
Puterea pe arborele secundar:
𝑃2=𝑃𝑒∙𝜂𝜆2∙𝜂𝑎 𝑘𝑊 (3.3) [2, pag.34]
în care :
𝜂𝜆=0,99…0,995−randamentul unei perechi de lagăre de rulmenți
𝜂𝜆=0,99
𝜂𝑎=0,96…0,98−randamentul unei trepte de angrenare (la angrenaje cu roți dințate
cilindrice)
𝜂𝑎=0,97
𝑃2=42∙0,992∙0,97=40 𝑘𝑊 (3.3)

3.3 Determinarea momentelor de torsiune ale arbori
𝑀𝑡1−momentul de torsiune la roata conducătoare
𝑀𝑡1=30∙𝑃1
𝜋∙𝑛2∙106 𝑁𝑚 (3.4) [2, pag.34]
𝑀𝑡1=30∙42
3,14∙2750∙106=145 ,844 𝑁𝑚
𝑀𝑡2−momentul de torsiune la roata condusă
𝑀𝑡2=30∙𝑃2
𝜋∙𝑛2∙106 𝑁𝑚 (3.5) [2, pag.34]
𝑀𝑡2=30∙40
3,14∙1153∙106=334 ,154 𝑁𝑚

29
4 Angrenaje
4.1 Materiale pentru roți dințate
Pentru construcția roților dințate se pot utiliza o mare varietate de materiale. Alegere unei
variante are implicații asupra:
 gabaritului transmisiei
 tehnologiei de execuție
 prețului de cost, etc.
Se vor mai avea în vedere și următorii factori:
 felul și destinația angrenajului
 condițiile de exploatare
 durata de funcționare
 tehnologia de execuție
 restricțiile impuse prin: gabarit, durabilitate și cost de fabricație
Materialele folosite la execuț ia angrenajelor din cutiile de viteze sunt oțelurile carbon de
calitate și oțelurile aliate, datorită faptului că uzura trebuie să fie cât mai mică.
La alegerea oțelului se va ține seama de faptul că:
 roțile care conduc să nu fie realizate din același material cu roțile conduse, deoarece
la materialele identice tendința de gripare este maximă
 roțile conducătoare funcționează în condiții de lucru mai grele decât roțile conduse,
acestea vor fi executate din material cu caracteristici superioare față de ro țile
conduse.
În funcție de modul de solicitare, se recomandă următoarele combinații de materiale:
 în cazul angrenajelor puternic solicitate, cu viteze periferice 𝑣=3…12 𝑚/𝑠:
oțeluri aliate de cementare (21MoMnCr12; 15MoMnCr12; 13Cr08; 21TiMnCr12;
18MoCr10), cementate în adâncime min. 1,5 mm și călite (58…62 HRC pe
suprafață și 30…40 HRC în miez)
 în cazul angrenajelor mediu solicitate, cu viteze periferice 𝑣=4…8 𝑚/𝑠: oțeluri
carbon de calitate (OLC35, OLC45, OLC60) și oțeluri aliate (35CrMnSi 13;
40Cr10; 41MoCr11) îmbunătățite, iar cu viteze periferice 𝑣=8…12 𝑚/𝑠: oțeluri
carbon de calitate și aliate (OLC35; OLC45; 40Cr10; 41MoCr11) îmbunătățite la
30…35 HRC și călite superficial la 50…55 HRC

30
 în cazul angrenajelor slab solicitate, cu v iteze periferice 𝑣=6…12 𝑚/𝑠: oțeluri
carbon de cementare (OLC10; OLC15) cementare pe o adâncime de 0,6…1 mm și
călite la 50…60 HRC pe suprafață, iar cu viteze periferice 𝑣<6 𝑚/𝑠: oțeluri
carbon de calitate (OLC35, OLC45; OLC60) și oțeluri aliate (40Cr10; 35Mn16;
27MnSi12;31CrMnSi10; 35CrMnSi13) îmbunătățite la 20…25 HRC
 în cazul angrenajelor foarte slab solicitate, indiferent de viteză: oțeluri carbon
obișnuite netratate (OL42; Ol50; OL60; LO70), oțeluri turnate (OT 45, OT50),
fontă turnată (Fgn 600; Fgn700) sau textolit.
În tabelul 4.1 sunt prezentate caracteristicile de rezistență ale oțelurilor utilizate la
construcția roților dințate.
Tabelul 4.1
Materialul Tratament
termic
sau
termochimic Duritatea
flancurilor
HB 𝑀𝑃𝑎 Relații de calcul
Grupa Simbol 𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚
𝑀𝑃𝑎 𝜍0𝑙𝑖𝑚
𝑀𝑃𝑎
Fonte
nodulare
sau
perlitice Fgn600 -2
Fmp700 -2 –
– 1500 -3000 0,15 HB
+175 0,067 HB
+230
Oțeluri
aliate de
îmbunătățire 40Cr10
41MoCr11
30MoCrNi20 I 2500 -2900
2500 -2900
3100 -3500 Laminate
0,15 HB
+300
Turnate 0,15
HB +250 Laminate
0,057 HB
+385
Turnate 0,057
HB +300
40Cr10
41MoCr11 I + Nitrurare 4800 -5400
sau
(50-55) HRC 20 HRC
+ 60 650±200
40Cr10
41MoCr11 Călire 4800 -5650
sau
(50-57) HRC 20 HRC
600±100
Oțeluri
carbon și
aliate de
cementare OLC10
OLC15
21MoMnCr12 cementare
+ călire 5400 -6450
sau
(55-63) HRC 24 HRC

25,5 HRC 700

950
Oțeluri
carbon de
îmbunătățire OLC35
OLC45
OLC60 I 1750
1850
2100 Laminate
0,15 HB
+250
Turnate
0,1 HB +250 Laminate
0,05 HB
+320
Turnate 0,05
HB +250
Pentru calcule se vor alege următoarele materiale:
 21MoMnCr12 pentru arborele principal și roțile dințate conducătoare
 OLC15 pentru arborele secundar și roțile dințate conduse

31
4.2 Valori necesare calculului angrenajului
4.2.1 Tensiuni admisibile
4.2.1. 1 Tensiunea admisibilă la solicitarea de contact pentru arborale principal
𝜍𝐻𝑃1=𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚
𝑆𝐻𝑃∗𝑍𝑁∗𝑍𝐿∗𝑍𝑅∗𝑍𝑉∗𝑍𝑊∗𝑍𝑋 𝑀𝑃𝑎 (5.1) [2, pag.75]
în care :
𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚=1575 𝑀𝑃𝑎 pentru 21MoMnCr12 (tabelul 4.1)
𝑆𝐻𝑃– coeficientul de siguranță minim admisibil pentru solicitarea de contact [2, pag.75]
𝑆𝐻𝑃=1,15−pentru o funcționare normală
𝑍𝑁–factorul de durabilitate [2, pag.75]
𝑍𝑁=1
𝑍𝐿– factorul de ungere [2, pag.75]
𝑍𝐿=1
𝑍𝑅– factorul de rugozita te [2, pag.75]
𝑍𝑅=1−pentru danturile rectificate
𝑍𝑉 – factorul de viteză [2, pag.75]
𝑍𝑉=1
𝑍𝑊– factorul de duritate al flancurilor [2, pag.76]
𝑍𝑊=1
𝑍𝑋– factorul de dimensiune [2, pag.76]
𝑍𝑋=1
𝜍𝐻𝑃1=1575
1,15∗1∗1∗1∗1∗1∗1=1370 𝑀𝑃𝑎 (5.1)

4.2.1.2 Tensiunea admisibilă la solicitarea de încovoiere perntru arborele
principal
𝜍𝐹𝑃1=𝜍0𝑙𝑖𝑚
𝑆𝐹𝑃∗𝑌𝑁∗𝑌𝛿∗𝑌𝑅∗𝑌𝑋 𝑀𝑃𝑎 (5.2) [2, pag.77]
în care :
𝜍0𝑙𝑖𝑚– tensiunea limită la solicitarea de încovoiere pentru 21MoMnCr12 (tabelul 4.1)
𝜍0𝑙𝑖𝑚=950 𝑀𝑃𝑎
𝑆𝐹𝑃−coeficientul de siguranță minim admisibil pentru solicitarea de încovoiere
𝑆𝐹𝑃=1,25−pentru o funcționare normală [2, pag.77]
𝑌𝑁– factorul de durabilitate la încovoiere [2, pag.77]
𝑌𝑁=1

32

𝑌𝑅– factorul rugozității racordării dintelui [2, pag.77]
𝑌𝑅=1
𝑌𝑋– factorul de dimensiune în funcție de modulul normal al roții [2, pag.77]
𝑌𝑋=1
𝑌𝛿– factorul de sprijin [2, pag.78]
𝑌𝛿=1,1
𝜍𝐹𝑃1=950
1,25∗1∗1,1∗1∗1=836 𝑀𝑃𝑎 (5.2)

4.2.1.3 Tensiunea admisibilă la solicitarea de contact pentru arborale secundar
𝜍𝐻𝑃2=𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚
𝑆𝐻𝑃∗𝑍𝑁∗𝑍𝐿∗𝑍𝑅∗𝑍𝑉∗𝑍𝑊∗𝑍𝑋 𝑀𝑃𝑎 (5.3) [2, pag.75]
în care :
𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚=1512 𝑀𝑃𝑎 pentru OLC15 (tabelul 4.1)
𝜍𝐻𝑃2=1512
1,15∗1∗1∗1∗1∗1∗1=1315 𝑀𝑃𝑎 (5.3)

4.2.1.4 Tensiunea admisibilă la solicitarea de încovoiere perntru arborele
secundar
𝜍𝐹𝑃2=𝜍0𝑙𝑖𝑚
𝑆𝐹𝑃∗𝑌𝑁∗𝑌𝛿∗𝑌𝑅∗𝑌𝑋 𝑀𝑃𝑎 (5.4) [2, pag.77]
în care :
𝜍0𝑙𝑖𝑚– tensiunea limită la solicitarea de încovoiere pentru 21MoMnCr12 (tabelul 4.1)
𝜍0𝑙𝑖𝑚=700 𝑀𝑃𝑎
𝜍𝐹𝑃2=950
1,25∗1∗1,1∗1∗1=616 𝑀𝑃𝑎 (5.4)

33
4.2.1.5 Factorul de corecție al încărcării
𝐾𝐻=𝐾𝐴∙𝐾𝑉∙𝐾𝐻𝛼∙𝐾𝐻𝛽 (5.5) [2, pag.78]
în care:
𝐾𝐴−factorul de utilizare cu șocuri medii [2, pag.78]
𝐾𝐴=1
𝐾𝑉−factorul dinamic (se alege din tabelul 5.1)
𝐾𝑉=1,3
Tabelul 5.1
Treapta de
precizie 𝐾𝑉
Roți cilindrice Angrenaje
melcate
cilindrice cu dinți
drepți cu dinți
înclinați cu dinți drepți cu dinți
înclinați
6 1,4 1,3 𝐻𝐵1(2)<3500
0,96+0,00032n 1
𝐻𝐵1(2)>3500
0,97+0,00014n 1 𝐻𝐵1(2)<3500
0,98+0,00011n 1
𝐻𝐵1(2)>3500
0,96+0,0007n 1 1,1
7 1,5 1,4 1,2
8 1,6 1,5 1,3

𝐾𝐻𝛼−factorul repartiției frontale a sarcinii la solicitarea de contact [2, pag. 80]
𝐾𝐻𝛼=1
𝐾𝐻𝛽−factorul de repartiție a sarcinii
pe lățimea danturii la solicitarea de contact [2, pag. 80]
𝐾𝐻𝛽=1,12
𝐾𝐻=1∙1,3∙1∙1,12=1,46 (5.5)

34
4.3 Proiectarea angrenajului cilindric cu dinți înclinați
4.3.1 Calculul de predimensionare
4.3.1.1 Alegere a numărului de dinți la pinion
Recomandări:
– la danturile cementate -călite: 𝑧1=12…17 21 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
– pentru roata conducătoare se alege numărul de dinți 𝑧1=13
– numărul de dinți ai roții conduse 𝑧2 se calculează cu formula:
𝑧2=𝑧1∙𝑢1,2 (6.1) [2, pag. 81]
în care:
𝑢1,2=𝑖𝑐𝑣1,2− raportul preliminar de transmitere al treptei de viteză
𝑢1,2=2,41
𝑧2=13∙2,41=31,33 𝑑𝑖𝑛ț𝑖 (6.1)
Se adoptă 𝒛𝟐=31 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑖𝑐𝑣1,2=𝑧2
𝑧1 (6.2)
în care:
𝑖1,2− raportul de transmitere al treptei de viteză
𝑖𝑐𝑣1,2=31
13=2,38 (6.2)
Se ale astfel 𝑧1 încât 𝑧2 să fie număr întereg, iar 𝑢 să aibă o valoare apropiată de 𝑖1,2 și să
fie îndeplinită condiția:
−3%≤𝑢−𝑖𝑐𝑣1,2
𝑖𝑐𝑣1,2∙100≤+3% (6.2) [2, pag. 82]
−3%≤2,41−2,38
2,38∙100≤+3%
−3%≤1,26≤+3%

35
4.3.1.2 Alegerea coeficientului de lățime al danturii
Ψ𝑎– coeficientul de lățime al danturii
Ψ𝑎=2∙Ψ𝑑
(𝑖𝑐𝑣1,2+1) (6.3) [2, pag.82]
Se alege Ψ𝑑=0,4 (din tabelul 6.1 )
Tabelul 6.1
Duritatea flancurilor Amplasarea pinionului Ψ𝑑
Treapta de precizie
5-6 7-8 9-10
Una sau ambele danturi cu
𝐻𝐵≤3500 𝑀𝑃𝑎 Între
reazeme simetric
asimetric 1,3…1,4
1,0…1,2 1,0…1,2
0,7…0,9 0,7…0,8
0,5…0,6
În consolă 0,7…0,9 0,5…0,6 0,3…0,4
Ambele danturi cu 𝐻𝐵>
3500 𝑀𝑃𝑎 durificate
superficial Între
reazeme simetric
asimetric 0,6…0,8
0,5…0,6 0,5…0,6
0,4…0,5 0,4…0,5
0,3…0,4
În consolă 0,4…0,5 0,3…0,4 0,2…0,3

Ψ𝑎=2∙0,4
(2,38+1)=0,236 (6.3)

4.3.1.3 Alegerea unghiului de înclinare al dinților 𝜷
𝛽−unghiul de înclinare al dinților
𝛽=35𝑜 [2, pag.82]

4.3.1.4 Distanța minimă necesară între axe
𝑎𝑚𝑖𝑛= 1+𝑢 ∙ 𝑀𝑡2∙𝐾𝐻∙(𝑍𝐻∙𝑍𝐸∙𝑍𝜀∙𝑍𝛽)2
2∙𝑢2∙Ψa∙σHP23 𝑚𝑚 (6.4) [2, pag.82]
în care:
𝑢− raportul de transmitere al treptei de viteză
𝑢=𝑖𝑐𝑣1,2=2,38
𝑍𝐻−factorul zonei de contact
𝑍𝐻= 2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏
𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡∙𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡 (6.5) [2, pag.83]

36
în care:
𝛼𝑡−unghiul profilului în plan frontal
𝛼𝑡=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔𝑡𝑔𝛼𝑛
𝑐𝑜𝑠𝛽 (6.6) [2, pag.84]
𝛼𝑛=20𝑜 [2, pag.84]
𝛼𝑡=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔0,3640
0,8192=23,96𝑜 (6.6)
𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡=0,4060
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡=0,9139
𝛽𝑏−unghiul de înclinare al dintelui pe cilindrul de bază
𝑠𝑖𝑛𝛽𝑏=𝑠𝑖𝑛𝛽∙𝑐𝑜𝑠𝛼𝑛 (6.7) [2,pag.84]
𝑠𝑖𝑛𝛽𝑏=0,5736∙0,9397 =0,5390
𝛽𝑏=32,61𝑜
𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏=0,8423
𝑍𝐻= 2∙0,8423
0,4060∙0,9139=2,30 (6.8)
𝑍𝐸−factorul de material ( din tabelul 6.2)
𝑍𝐸=189 ,8 𝑀𝑃𝑎 (6.9) [2, pag.84]

Tabelul 6.2
Pinion Roata condusă
𝑍𝐸[MPa ]1/2
Material 𝐸2[MPa ] Material 𝐸1[MPa ]
Oțel
laminat 2,06∗105 oțel laminat
oțel turnat
fontă nodulară
bronz cu zinc turnat
bronz cu zinc
fontă cenușie 2,06∗105
2,02∗105
1,73∗105
1,03∗105
1,13∗105
(1,26…1,18)∗105 189,8
189,9
181,4
155,0
159,8
165,4…162
Oțel turnat 2,02∗105 oțel turnat
fontă nodulară
fontă cenușie 2,02∗105
1,73∗105
1,18∗105 188,0
180,5
161,4

𝑍𝜀 – factorul gradului de acoperire
𝑍𝜀=1−pentru calculele preliminare (6.10) [2, pag.84]

37
𝑍𝛽−factorul de înclinare al dinților
𝑍𝛽= 𝑐𝑜𝑠𝛽 (6.11) [2, pag.85]
𝑍𝛽=0,91
𝑎𝑚𝑖𝑛= 1+2,38 ∙ 334154∙1,46∙(2,30∙189 ,8∙1∙0,91)2
2∙2,382∙0,236∙137023=76,76 𝑚𝑚 (6.4)
Se alege o distanță dintre axe 𝑎𝑆𝑇𝐴𝑆 (conform STAS 6055 – 82) din tabelul 6.3. În acest
caz 𝑎𝑚𝑖𝑛 se mărește la prima valoare 𝑎𝑆𝑇𝐴𝑆 și se obține 𝑎𝑆𝑇𝐴𝑆=𝑎𝑤.
𝑎𝑆𝑇𝐴𝑆=80 𝑚𝑚

Tabelul 6.3 Valorile standardizate pentru distanțele dintre axe
I II I II I II I II I II I II
40 40
45 63 63
71 100 100
112 160 160
180 250 250
280 400 400
450
50 50
56 80 80
90 125 125
140 200 200
225 315 315
355 400 500
560

Observații:
1. În tabel nu au fost trecute valori mai mari de 500 mm
2. Se preferă valorile șirului I față de șirul II
3. Se admite folosirea valorilor de 320 mm sau 360 mm în locul celor de 315 mm sau
355 mm
4. Valoarea de 255 mm face excepție de la șirul II

38
4.3.2 Calculul modulului
𝑚′′𝑚𝑖𝑛=2∙𝑎𝑤∙𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑧1∙(1+𝑢) (6.12) [2, pag.87]
𝑚′′𝑚𝑖𝑛=2∙80∙0,8192
13∙(1+2,38)=2,98
Se alege din tabelul 6.4 o valoare standardizată a modulului aceasta fiind valoarea
superioară și imediat următoare celei calculate.
𝑚𝑛=3

Tabelul 6.4
Gama modulelor [mm] extras din STAS 882 – 82
I II I II
1
5
1,125 5,5
1,25
6
1,375 7
1,5
8
1,75 9
2
10
2,25 11
2,5
12
2,75 14
3
16
3,5 18
4 Valorile din șirul I se vor prefera celor din
șirul II 4,5

39
4.3.3 Deteminarea numărului de dinți pentru roțile cu dantură înclinată
4.3.3.1 Calculul unghiurilor de înclinare ale danturii pentru treapta a I -a
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗=𝑚𝑛𝑆𝑇𝐴𝑆∙𝑧1∙(𝑖𝑐𝑣1,2+1)
2∙𝑎𝑤 (7.1) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗=3∙13∙(2,38+1)
2∙80=0,8250
Recalcularea unghiului de înclinare 𝛽1,2∗
𝛽1,2∗=28,21°
Pentru descărcarea lagărelor de forțele axiale se adoptă:
𝑧1+𝑧2=𝐶1 (7.2) [3, pag.204]
𝐶1=13+31=44 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧3+𝑧4=𝐶1+(2…3) (7.3) [3, pag.204]
𝑧3+𝑧4=44+2=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧5+𝑧6=𝐶1+(2…3) (7.4) [3, pag.204]
𝑧5+𝑧6=44+2=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧7+𝑧8=𝐶1+(2…3) (7.5) [3, pag.204]
𝑧7+𝑧8=44+3=47 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧9+𝑧10=𝐶1+(2…3) (7.6) [3, pag.204]
𝑧9+𝑧10=44+2=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖

4.3.3.2 Calculul numărului de dinți ai treptei a II – a și unghiurile de înclinare
ale danturii
Cunoscând suma lui 𝑧3 cu 𝑧4 și valoarea raportului dintre ele, se poate calcula valoarea lor.
𝑧3+𝑧4=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖 =>
𝑧3=17 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧4=29 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧4
𝑧3=𝑖𝑐𝑣3,4 (7.7)
𝑧4
𝑧3=29
17=1,71
𝑖𝑐𝑣3,4=1,71
𝑐𝑜𝑠𝛽3,4∗=𝑚𝑛𝑆𝑇𝐴𝑆∙𝑧3∙(𝑖𝑐𝑣3,4+1)
2∙𝑎𝑤 (7.8) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛽3,4∗=3∙17∙(1,71+1)
2∙80=0,8625

40
4.3.3.3 Calculul numărului de dinți ai treptei a III – a și unghiurile de înclinare
ale danturii
Cunoscând suma lui 𝑧5 cu 𝑧6 și valoarea raportului dintre ele, se poate calcula valoarea lor.
𝑧5+𝑧6=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖 =>
𝑧5=19 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧6=27 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧6
𝑧5=𝑖𝑐𝑣5,6 (7.9)
𝑧6
𝑧5=27
19=1,42
𝑖𝑐𝑣5,6= 1,42
𝑐𝑜𝑠𝛽5,6∗=𝑚𝑛𝑆𝑇𝐴𝑆∙𝑧5∙(𝑖𝑐𝑣5,6+1)
2∙𝑎𝑤 (7.10) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛽5,6∗=3∙19∙(1,42+1)
2∙80=0,8625

4.3.3.4 Calculul numărului de dinți ai treptei a IV – a și unghiurile de înclinare
ale danturii
Cunoscând suma lui 𝑧7 cu 𝑧8 și valoarea raportului dintre ele, se poate calcula valoarea lor.
𝑧7+𝑧8=47 𝑑𝑖𝑛ț𝑖 =>
𝑧7=23 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧8=24 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧8
𝑧7=𝑖𝑐𝑣7,8 (7.11)
𝑧8
𝑧7=24
23=1,04
𝑖𝑐𝑣7,8=1,04
𝑐𝑜𝑠𝛽7,8∗=𝑚𝑛𝑆𝑇𝐴𝑆∙𝑧7∙(𝑖𝑐𝑣7,8+1)
2∙𝑎𝑤 (7.12) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛽7,8∗=3∙23∙(1,04+1)
2∙80=0,8813

4.3.3.5 Calculul numărului de dinți ai treptei a V – a și unghiurile de înclinare
ale danturii
Cunoscând suma lui 𝑧9 cu 𝑧10 și valoarea raportului dintre ele, se poate calcula valoarea lor.
𝑧9+𝑧10=46 𝑑𝑖𝑛ț𝑖 =>
𝑧9=27 𝑑𝑖𝑛ț𝑖

41
𝑧10=19 𝑑𝑖𝑛ț𝑖
𝑧10
𝑧9=𝑖𝑐𝑣9,10 (7.13)
𝑧9
𝑧10=19
27=0,70
𝑖𝑐𝑣9,10=0,70
𝑐𝑜𝑠𝛽9,10∗=𝑚𝑛𝑆𝑇𝐴𝑆∙𝑧9∙(𝑖𝑐𝑣9,10+1)
2∙𝑎𝑤 (7.14) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛽9,10∗=3∙27∙(0,70+1)
2∙80=0,8625
Numărul de dinți se alege astfel încât:
 suma lor să nu depășească 120
 să fie pe cât posibil număr prim
 să nu aibă divizor comun

4.3.3.6 Determinarea deplasării de profil
𝑥Σ=𝑥1+𝑥2=𝑧1+𝑧2
2∙𝑡𝑔𝛼𝑛∙(𝑖𝑛𝑣𝛼𝑤−𝑖𝑛𝑣𝛼𝑡) (7.15) [2, pag.88]
în care :
𝑖𝑛𝑣𝛼𝑡=𝑡𝑔𝛼𝑡−𝛼𝑡 (7.16) [2, pag.88]
𝑖𝑛𝑣𝛼𝑡=0,4412−23,96=−23,516
𝑖𝑛𝑣𝛼𝑤=𝑡𝑔𝛼𝑤−𝛼𝑤 (7.17) [2, pag.88]
𝑖𝑛𝑣𝛼𝑤=0,4443−23,96=−23,512
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑤=𝑎
𝑎𝑤∙𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡 (7.18) [2, pag.88]
𝑐𝑜𝑠𝛼𝑤=80
80∙0,9139 =0,9139
𝑡𝑔𝛼𝑡=𝑡𝑔𝛼𝑛
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗ (7.19) [2, pag.88]
𝑡𝑔𝛼𝑡=0,3639
0,8250=0,4412
𝑥Σ=13+31
2∗0,3640∙ −23,512−23,516 =0,16 (7.15)
𝑥1=𝑥2=0,08
În urma calculelor rezultă că angrenajul este deplasa t.

42
4.3.4. Calculul elementelor caracteristice angrenajelor cilindrice
4.3.4.1 Elementele geometrice ale danturii
Profilul de referință:
𝛼𝑛=20° [2, pag.89]
𝑕𝑎∗=1 [2, pag.89]
𝑐∗=0,25 [2, pag.89]
Modulul frontal
𝑚𝑡=𝑚𝑛
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗ (8.1) [2, pag.90]
𝑚𝑡=3
0,825=3,64
Înălțimea capului dintelui
𝑕𝑎=𝑕𝑎∗∙𝑚𝑛 𝑚𝑚 (8.2) [2, pag.90]
𝑕𝑎=1∙3=3 𝑚𝑚
Înălțimea piciorului dintelui
𝑕𝑓=(𝑕𝑎∗+𝑐∗)∙𝑚𝑛 𝑚𝑚 (8.3) [2, pag.90]
𝑕𝑓= 1+0,25 ∙3=3,75 𝑚𝑚
Înălțimea dintelui
𝑕=𝑕𝑎+𝑕𝑓 𝑚𝑚 (8.4) [2, pag.90]
𝑕=3+3,75=6,75 𝑚𝑚
Diametrul de divizare 𝑑1
𝑑1=𝑚𝑡∙𝑧1 𝑚𝑚 (8.5) [2, pag.90]]
𝑑1=3,64∙13=47,27 𝑚𝑚
Diametrul de divizare 𝑑2
𝑑2=𝑚𝑡∙𝑧2 𝑚𝑚 (8.6) [2, pag.90]
𝑑2=3,64∙31=112 ,73 𝑚𝑚
Diametrul cercului de picior 𝑑𝑓1
𝑑𝑓1=𝑑1−2∙𝑚𝑛∙ 𝑕𝑎∗+𝑐∗−𝑥1 𝑚𝑚 (8.7) [2, pag.90]
𝑑𝑓1=47,27−2∙3∙(1+0,25−0,08)=40,24 𝑚𝑚
Diametrul cercului de picior 𝑑𝑓2
𝑑𝑓2=𝑑1−2∙𝑚𝑛∙ 𝑕𝑎∗+𝑐∗−𝑥1 𝑚𝑚 (8.8) [2, pag.90]
𝑑𝑓2=112 ,73−2∙3∙(1+0,25−0,08)=105 ,70 𝑚𝑚

43
Diametrul cercului de vârf 𝑑𝑎1
𝑑𝑎1=𝑑𝑓1+2∙𝑕 𝑚𝑚 (8.9) [2, pag.90]
𝑑𝑎1=40,24+2∙6,75=53,74 𝑚𝑚
Diametrul cercului de vârf 𝑑𝑎2
𝑑𝑎2=𝑑𝑓2+2∙𝑕 𝑚𝑚 (8.10) [2, pag.90]
𝑑𝑎2=105 ,70+2∙6,75=119 ,20 𝑚𝑚
Diametrul de rostogolire 𝑑𝑤1
𝑑𝑤1=𝑑1+2∙𝑚𝑛∙𝑥1 𝑚𝑚 (8.11) [2, pag.90]
𝑑𝑤1=47,27+2∙3∙0,08=47,74 𝑚𝑚
Diametrul de rostogolire 𝑑𝑤2
𝑑𝑤2=𝑑2+2∙𝑚𝑛∙𝑥1 𝑚𝑚 (8.12) [2, pag.90]
𝑑𝑤2=119 ,20+2∙3∙0,08=113 ,20 𝑚𝑚
Unghiul profilului în plan frontal
𝑡𝑔𝛼𝑡=𝑡𝑔𝛼𝑛
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗ (8.13) [2, pag.90]
𝑡𝑔𝛼𝑡=0,3640
0,8250=0,4412
𝛼𝑡=23,96°
Diametrul cercului de bază 𝑑𝑏1
𝑑𝑏1=𝑑1∙𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡 𝑚𝑚 (8.14) [2, pag.90]
𝑑𝑏1=47,27∙0,9139 =43,20 𝑚𝑚
Diametrul cercului de bază 𝑑𝑏2
𝑑𝑏2=𝑑2∙𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡 𝑚𝑚 (8.15) [2, pag.90]
𝑑𝑏2=112 ,73∙0,9139 =103 ,02 𝑚𝑚
Unghiul de presiune la capul dintelui 𝛼𝑎1
𝛼𝑎1=𝑎𝑟𝑐𝑜𝑠 𝑑𝑏1
𝑑𝑎1 (8.16) [2, pag.90]
𝛼𝑎1=𝑎𝑟𝑐𝑜𝑠 43,20
53,74 =36,50°
Unghiul de presiune la capul dintelui 𝛼𝑎2
𝛼𝑎2=𝑎𝑟𝑐𝑜𝑠 𝑑𝑏2
𝑑𝑎2 (8.17) [2, pag.90]
𝛼𝑎2=𝑎𝑟𝑐𝑜𝑠 103 ,02
119 ,20 =30,20°

44
Lățimea roții conduse
𝑏2=𝑎∙Ψ𝑎 𝑚𝑚 (8.18) [2, pag.90]
𝑏2=80∙0,236 =19,02 𝑚𝑚
Lățimea roții conducătoare
𝑏1=𝑏2 𝑚𝑚 (8.19) [2, pag.90]
𝑏1=19,02 𝑚𝑚
Gradul de acoperire 𝜀
𝜀=𝜀𝛼+𝜀𝛽≥1,2 (8.20) [2, pag.91]
𝜀𝛼=1
2∙𝜋∙ 𝑧1∙𝑡𝑔𝛼𝑎1+𝑧2∙𝑡𝑔𝛼𝑎2− 𝑧1+𝑧2 ∙𝑡𝑔𝛼𝑡 ≥ 1,1 (8.21) [2, pag.91]
𝜀𝛼=1
2∙3,14∙ 13∙0,7399 +31∙0,5820− 13+31 ∙0,4443 =1,29
𝜀𝛽=𝑏2∙𝑠𝑖𝑛𝛽1,2∗
𝜋∙𝑚𝑛 (8.22) [2, pag.91]
𝜀𝛽=19,02∙0,5651
3,14∙3=1,14
𝜀=1,29+1,14=2,43 (8.20)
𝜀≥ 1,2
Randamentul angrenării 𝜂𝑎
𝜂𝑎=1−𝜋∙𝜇𝑎∙𝜀𝛼
𝑓∙𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗∙ 1
𝑧1+1
𝑧2 (8.23) [2, pag.91]
în care :
𝑓=2−pentru angrenajele aflate în rodaj
𝑓=5−pentru angrenajele bine rodate
𝜇𝑎−coeficient de frecare, se alege din tabelul 8.1 .
Tabelul 8.1
Materialele danturii Prelucrarea flancurilor 𝜇𝑎

Oțeluri durificate superficial Rectificare
Șeveruire
Frezare 0,04…0,08
0,06…0,10
0,09…0,12
Oțeluri îmbunătățite sau
normalizate
Frezare
0,09…0,14

𝜇𝑎=0,11

45
𝜂𝑎=1−3,14∙0,11∙1,29
5∙0,8250∙ 1
13+1
31 =0,99 (8.23)
Ungerea se realizează în baia de ulei.

46
4.3.5 Distan țele dinte carter și roțile dințate și dintre roți 𝒍𝟏…𝒍𝟖

Fig.6 Scema cinematică a cutiei de viteze proiectată
𝑙1=𝐵
2+𝑗1+𝑏1,2
2 𝑚𝑚 (8.24) [3, pag.202]
𝑙1=20
2+4+19
2= 23,5 𝑚𝑚
𝑙2=𝑏1,2
2+𝑗2+𝑙𝑠′+𝑗3+𝑏3,4
2 𝑚𝑚 (8.25) [3, pag.202]
𝑙2=19
2+5+48+5+19
2= 77 𝑚𝑚
𝑙3=𝑏3,4
2+𝑗10+𝑏5,6
2 𝑚𝑚 (8.26) [3, pag.202]
𝑙3=19
2+5+19
2= 24 𝑚𝑚
𝑙4=𝑏5,6
2+𝑗4+𝑙𝑠+𝑗5+𝑏7,8
2 𝑚𝑚 (8.27) [3, pag.202]
𝑙4=19
2+5+32+5+19
2= 61 𝑚𝑚
𝑙5=𝑏7,8
2+𝑗6+𝐵
2 𝑚𝑚 (8.28) [3, pag.202]
𝑙5=19
2+5+20
2= 24,5 𝑚𝑚

47
𝑙6=𝐵
2+𝑗7+𝑏9,10
2 𝑚𝑚 (8.29) [3, pag.202]
𝑙6=20
2+5+19
2= 24,5 𝑚𝑚
𝑙7=𝑏9,10
2+𝑗8+𝑙𝑠′′+𝑗9 𝑚𝑚 (8.30) [3, pag.202]
𝑙7=19
2+5+20+4= 38,5 𝑚𝑚
𝑙8=𝑏11
2 +𝑗12+𝑏12
2 𝑚𝑚 (8.31) [3, pag.202]
𝑙8=16
2+5+16
2= 21 𝑚𝑚
𝑙9=𝑏12
2 +𝑗13+𝑏1,2
2 𝑚𝑚 (8.32) [3, pag.202]
𝑙9=16
2+20+19
2= 37,5 𝑚𝑚
în care:
𝐵−lățimea lagărelor de rulmenți
𝑗1… 𝑗13−jocurile dintre roțile dințate și carter sau dintre roți
𝑏1,2… 𝑏11,12,13−lățimea perechilor de roți dințate
𝑙𝑠,𝑙𝑠′,𝑙𝑠′′−lățimea sincronizatoarelor
Valorile pentru 𝐵;𝑗1…𝑗13;𝑏1,2… 𝑏13;𝑙𝑠;𝑙𝑠′ și 𝑙𝑠′′ sunt date în tabelul 8.2
Tabelul 8.2
𝐵 𝑗1;𝑗9 𝑗2… 𝑗12 𝑗13 𝑏1,2… 𝑏9,10 𝑏11;𝑏12;𝑏13 𝑙𝑠 𝑙𝑠′ 𝑙𝑠′′
20 4 5 20 19 16 32 41,5 20

Lungimea arborelui principal 𝐿1
𝐿1=𝑙1+𝑙2+𝑙3+𝑙4+𝑙5+𝑙6+𝑙7 𝑚𝑚 (8.33)
𝐿1=23,51+77,02+24,02+61,02+24,51+24,51+38,51=273 ,11 𝑚𝑚
Lungimea arborelui secundar 𝐿2
𝐿2=𝑙1+𝑙2+𝑙3+𝑙4+𝑙5+𝑙6 𝑚𝑚 (8.34)
𝐿2=23,51+77,02+24,02+61,02+24,51+24,51=234 ,60 𝑚𝑚

48
4.3.6 Forțele în angrenare

Fig.7 Repartizarea forțelor
Forța tangențială
𝐹𝑡1=2∙𝑀𝑡1
𝑑1 𝑁 (8.35) [2, pag.92]
𝐹𝑡1=2∙145000
47,27=6135 𝑁
Forța axială
𝐹𝑎1=𝐹𝑡1∙𝑡𝑔𝛽1,2∗ 𝑁 (8.36) [2, pag.92]
𝐹𝑎1=6135∙0,5364 =3291 𝑁
Forța radială
𝐹𝑟1=𝐹𝑡1
𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗∙𝑡𝑔𝛼𝑛 𝑁 (8.37) [2, pag.92]
𝐹𝑟1=6135
0,8250∙0,3640 =2706 𝑁
Se va considera că:
𝐹𝑡1=𝐹𝑡2 ; 𝐹𝑎1=𝐹𝑎2 ; 𝐹𝑟1=𝐹𝑟2

4.3.7 Calculul de verificare al angrenajului
4.3.7.1 Calculul de verificare al angrenajului la presiune de contact pentru roata
conducătoare
𝜍𝐻1=𝑍𝐻∙𝑍𝐸∙𝑍𝜀∙𝑍𝛽∙ 𝐹𝑡1∙𝐾𝐴∙𝐾𝑉∙𝐾𝐻𝛼
𝑏2∙𝑑𝑤1∙𝑢+1
𝑢≤𝜍𝐻𝑃1 (8.38) [2, pag.92]
𝜍𝐻1=2,30∙189 ,8∙1∙0,91∙ 6135∙1∙1,3∙1
19,02∙47,74∙2,38+1
2,38=1228 𝑀𝑃𝑎
1228≤1370

49
4.3.7.2 Calculul de verificare al angrenajului la presiune de contact pentru roata
condusă
𝜍𝐻2=𝑍𝐻∙𝑍𝐸∙𝑍𝜀∙𝑍𝛽∙ 𝐹𝑡2∙𝐾𝐴∙𝐾𝑉∙𝐾𝐻𝛼
𝑏1∙𝑑𝑤2∙𝑢+1
𝑢≤𝜍𝐻𝑃2 (8.39) [2, pag.92]
𝜍𝐻2=2,30∙189 ,8∙1∙0,91∙ 6135∙1∙1,3∙1
19,02∙113 ,20∙2,38+1
2,38=797 𝑀𝑃𝑎
797≤1315
Uzura și rezistența de contact ale roților dințate se determină corespunzător unui regim
mediu de incărcare, care depinde de condițiile de exploatare ale autovehiculului.
În tabelul 8. 3 sunt exemplificate câteva valori ale eforturilor unitare admisibile de contact
corespunzătoare unei încărcări medii ale arb orelui primar.
Tabelul 8. 3
Treapta de viteză Tratamentul aplicat roților dințate
Cementare Cianurare
Treapta a I –a și de mers inapoi
Treptele superioare 1900…2000 MPa
1300…1400 MPa 950…1000 MPa
650…700 MPa

4.3.7.3 Calculul de verificare al angrenajului la solicitarea de încovoiere 𝝈𝑭𝟏
𝜍𝐹1=𝐹𝑡1∙𝐾𝐴∙𝐾𝑉∙𝐾𝐹𝛼∙𝐾𝐹𝛽
𝑏2∙𝑚𝑛∙𝑌𝐹𝑎∙𝑌𝑆𝑎∙𝑌𝜀∙𝑌𝛽≤𝜍𝐹𝑃1 (8.40) [2, pag.92]
în care :
𝑌𝑆𝑎− factorul de concentrare al tensiunii la piciorul dintelui
𝑌𝑆𝑎=1,3 [2, pag.86]
𝑌𝜀− factorul gradului de acoperire
𝑌𝜀=0,25+0,75
𝜀𝛼∙𝑐𝑜𝑠𝛽2 (8.41) [2, pag.86]
𝑌𝜀=0,25+0,75
1,29∙0,671 =0,49
𝑌𝛽− factorul înclinării dintelui
𝑌𝛽=1−𝜀𝛽∙𝛽𝑜
120𝑜 (8.42) [2, pag.86]
𝑌𝛽=1−0,85∙35
120=0,73
𝑌𝐹𝑎− coeficient de formă al danturii
𝑌𝐹𝑎=1,9 [2, pag.87]

50
𝜍𝐹1=6135∙1∙1,3∙1∙1,12
19,2∙3∙1,9∙1,3∙0,49∙0,73=126 𝑀𝑃𝑎 (8.40)
126≤836
4.3.7.4 Calculul de verificare al angrenajului la solicitarea de încovoiere 𝝈𝑭𝟐
𝜍𝐹2=𝐹𝑡2∙𝐾𝐴∙𝐾𝑉∙𝐾𝐹𝛼∙𝐾𝐹𝛽
𝑏1∙𝑚𝑛∙𝑌𝐹𝑎∙𝑌𝑆𝑎∙𝑌𝜀∙𝑌𝛽≤𝜍𝐹𝑃2 (8.43) [2, pag.92]
𝜍𝐹2=6135∙1∙1,3∙1∙1,12
19,2∙3∙1,9∙1,3∙0,49∙0,73=126 𝑀𝑃𝑎
126≤616

4.3.7.5 Grosimea dinților pe cilindrul de cap
𝑠𝑎1=𝑑𝑎1∙1
𝑧1∙ 0,5∙𝜋+2∙𝑥1∙𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗∙𝑡𝑔𝛼𝑡 +(𝑖𝑛𝑣𝛼𝑡−𝑖𝑛𝑣𝛼𝑤)
𝑚𝑡≥0,3 (8.44) [2, pag.93]
𝑠𝑎1=53,74∙1
13∙ 0,5∙3,14+2∙0,08∙0,825∙0,444 +(−23,516−23,512 )
3,64=1,80 𝑚𝑚
𝑠𝑎1≥ 0,3
𝑠𝑎2=𝑑𝑎2∙1
𝑧2∙ 0,5∙𝜋+2∙𝑥2∙𝑐𝑜𝑠𝛽1,2∗∙𝑡𝑔𝛼𝑡 +(𝑖𝑛𝑣𝛼𝑡−𝑖𝑛𝑣𝛼𝑤)
𝑚𝑡≥0,3 (8.45) [2, pag.93]
𝑠𝑎2=119 ,2∙1
31∙ 0,5∙3,14+2∙0,08∙0,825∙0,444 +(−23,516−23,512 )
3,64=1,62 𝑚𝑚
𝑠𝑎2≥ 0,3

4.3.7.6 Verificarea lipsei subtăierii
𝜌𝑢1=0,5∙𝑑1∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡−𝑚𝑛∙𝑕𝑎∗−𝑥1
𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡≥0 (8.46) [2, pag.93]
𝜌𝑢1=0,5∙47,27∙0,4060−3∙1−0,08
0,4060=2,79
2,79≥0
𝜌𝑢2=0,5∙𝑑2∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡−𝑚𝑛∙𝑕𝑎∗−𝑥2
𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡≥0 (8.47) [2, pag.93]
𝜌𝑢2=0,5∙112 ,73∙0,4060−3∙1−0,08
0,4060=16,07
16,07≥0

51
4.3.8 Predimensionarea arborilor cutiei de viteze
Încărcările arborilor cutiei de viteze sunt determinate de forțele din amgrenajele roților
dințate, cunoașterea lor este necesară pentru calculul de rezistență a arborilor si pentru
calculul de alegere al rulmenților.
Aceasta se face ținând cont de solicitarea lor la răsucire
Diametrul arborelui primar 𝑑1
𝑑1= 16∙𝑀𝑡1
𝜋∙𝜏𝑎𝑡3 𝑚𝑚 (8.48) [2, pag.120]
𝑑1= 16∙145000
3,14∙253
=31 𝑚𝑚
Diametrul arborelui secundar 𝑑2
𝑑2= 16∙𝑀𝑡2
𝜋∙𝜏𝑎𝑡3 𝑚𝑚 (8.49) [2, pag.120]
𝑑2= 16∙334154
3,14∙253
=41 𝑚𝑚
în care :
𝜏𝑎𝑡−tensiunea admisibilă la răsucire întrun ciclu pulsator, pentru arbori de oțel
𝜏𝑎𝑡= 20…25 𝑀𝑃𝑎 [2, pag.12 1]
Se alege o valoare mai mare sau egală cu valoarea calculată conform extrasului din STAS
872/2 -84, care sunt:18; 19; 20; 22; 24; 25; 28; 30; 32; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 55; 56; 60; 65;
70; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100.
Pentru arborele primar se alege valo area de:
𝑑1=32 𝑚𝑚
Pentru arborele secundar se alege valoarea de:
𝑑2=42 𝑚𝑚

52
5 Verificarea la încălzire a cutiei de viteze
5.1 Alegerea uleiului pentru ungere
Uleiul pentru ungere se va alege în funcție de viteza pe cercul de rostogolire al roții:
𝑣=𝜋∙𝑑𝑤1∙𝑛1
60∙103 𝑚𝑠 (9.1) [2, pag.116]
𝑣=3,14∙47,74∙2750
60∙103=7 𝑚/𝑠
În cazul în care viteza pe cercul de rostogolire al roții este mai mare de 4 m/s ungerea
angrenajului se va face cu ulei mineral sau sintetic.
Pentru 𝑣≤15 m/s, se va utiliz a ungerea prin imersiune (barbotare).La angrenajele cu mai
multe trepte de viteză, vor fi scufundate în baia de ulei câte o roată dințată de la fiecare
treaptă. Adîncimea de scufundare este de minim 10 mm, iar roata ultimei trepte (rapidă) va fi
scufundată până la 1/3 din diametrul ei.

5.2 Dimensionarea carcasei
5.2.1 Elemente constructive
Grosimea peretelui cutiei de viteze 𝛿
𝛿=0,025∙𝑎+5 m (9.2) [2, pag.119]
in care:
𝑎=𝑎𝑤
𝛿=0,025∙80+5=0,007 𝑚 (9.2)
Grosimea nervurilor de răcire 𝑐
𝑐=0,8∙𝛿 m (9.3) [2, pag.120]
𝑐=0,8∙0,007 =0,0056 𝑚
Distanța minimă dintre roțile dințate și suprafața interioară a cutiei de viteze Δ
Δ≥1,5∙𝛿 m (9.4) [2, pag.120]
Δ=1,5∙0,007 =0,0105 𝑚
Distanța dintre roata dințată cea mai mare și fundul băii de ulei 𝛿1
Δ1=5∙𝛿 (9.5) [2, pag.120]
Δ1=5∙0,007 =0,035 𝑚

53
5.3 Calculul suprafeței cutiei de viteze
Pentru determinarea temperaturii uleiului din baia de ulei, trebuie determinată suprafața de
schimb de căldură cu mediul ambiant.
Distanța dintre arborele secundar și capac 𝑅
𝑅=𝑑𝑎2
2+Δ+𝛿 m (9.6) [2, pag.121]
𝑅=0,119
2+0,0105 +0,007 =0,060 𝑚
Distanța dintre arborele primar și capac 𝑟
𝑟=𝑑𝑎1
2+∆+𝛿 m (9.7) [2, pag.121]
𝑟=0,054
2+0,0105 +0,007 =0,027 𝑚
Lățiimea cutiei de viteze 𝐿
𝐿=𝑎+𝑅+𝑟 m (9.10) [2, pag.121]
𝐿=0,08+0,06+0,03=0,167 𝑚
Coeficient de siguranță 𝜆
𝜆=𝑏1+2Δ+2𝛿 m (9.11) [2, pag.121]
𝜆=0,019 +2∙0,0105 +2∙0,007 =0,054 𝑚
Distanța dintre arborele secundar și fundul băii de ulei 𝐻
𝐻=𝑑𝑎2
2+∆+𝛿 m (9.12) [2, pag.121]
𝐻=0,119
2+0,0105 +0,007 =0,060 𝑚
Raportul dintre distanțele de gabarit și distanța axială 𝑡𝑔Θ
𝑡𝑔Θ=𝑅−𝑟
𝑎 (9.13) [2, pag.121]
𝑡𝑔Θ=0,060−0,027
0,08=0,4091
Suprafața cutiei de viteze 𝑆
𝑆=𝐿∙𝜆+2∙𝐻∙ 𝐿+𝜆 +𝜋
2∙ 𝑅2+𝑟2 +2∙𝑎∙𝑟+𝑎∙ 𝑅−𝑟 +𝜆∙ 𝜋
2∙ 𝑅+𝑟 +
+𝑎
𝑐𝑜𝑠Θ 𝑚2 (9.14) [2, pag.1 21]

54
în care:
𝑐𝑜𝑠Θ=0,9255
𝑆=0,167∙0,054 +2∙0,102∙ 0,167 +0,054 +3,14
2∙ 0,0602+0,0272 +2∙0,080∙
∙0,027∙ 0,060−0,027 +0,054∙ 3,14
2∙ 0,060 +0,027 +0,080
0,9255
=1,165 𝑚2

5.4 Verificarea la încălzire a cutiei de viteze
În cazul carcaselor închise, când uleiul nu este recirculat, temperatura uleiului se
calculează cu formula:
𝑡=𝑡0+𝑃2∙ 1−𝜂𝑡
𝜆∙𝑆𝑐∙𝜂𝑡≤𝑡𝑎 (9.15) [2, pag.128]
în care:
𝑡0−temperatura mediului ambiant
𝑡0=18℃
𝑃2−puterea la arborele secundar, în watt
𝑃2=40000 𝑤𝑎𝑡𝑡
𝑆𝑐−suprafața de calcul a cu tiei de viteze
𝑆𝑐=1,2∙𝑆 𝑚2 (9.16) [2, pag.128]
𝑆𝑐=1,2∙1,165 =1,398 𝑚2
𝑡𝑎−temperatura admisibilă
𝑡𝑎=60…70℃ pentru angrenajele cilindrice [2, pag.128]
𝑡=18+40000∙ 1−0,86
16∙1,398∙0,86=48℃ (9.17)
48<60

55
6 Calculul reacțiunilor din lagă rele cutiei de viteze

Fig.8 Schema de încărcare a arborilor
în care :
𝐿1−lungimea arborelui principal între reazeme
𝐿1=273 ,11 𝑚𝑚 (10.1)
𝐿2−lungimea arborelui secundar între reazeme
𝐿2=234 ,60 𝑚𝑚 (10.2)
𝑙1(2)′−1/2 din arborele principal
𝑙1′=𝐿1
2 𝑚𝑚 (10.3)
𝑙1′=273 ,11
2=136 ,56 𝑚𝑚
𝑙2′=𝐿1
2 𝑚𝑚 (10.4)
𝑙2′=273 ,11
2=136 ,56 𝑚𝑚
𝑙3′−lungimea capătului de arbore pe care se montează diferențialul
𝑙3′=20 𝑚𝑚
𝑙4(5)′−1/2 din arborele secundar
𝑙4′=𝐿2
2 𝑚𝑚 (10.5) [3, pag.215]
𝑙4′=234 ,56
2=117 ,30 𝑚𝑚

56
𝑙5′=𝐿2
2 𝑚𝑚 (10.6) [3, pag.215]
𝑙5′=234 ,56
2=117 ,30 𝑚𝑚
𝑟𝑑𝑖−raza roții dințate 𝑧1
𝑟𝑑𝑖=𝑑1
2 𝑚𝑚 (10,7)
𝑟𝑑𝑖=47,27
2=23,64 𝑚𝑚
𝑟𝑑𝑖′− raza roții dințate 𝑧2
𝑟𝑑𝑖′=𝑑2
2 𝑚𝑚 (10.8)
𝑟𝑑𝑖′=112 ,73
2=56,36 𝑚𝑚
𝑟𝑑𝑚−raza pinionului de atac (pentru calcule preliminare se consideră egal cu 𝑧6
2)
𝑟𝑑𝑚=50 𝑚𝑚
Forțele din angrenaj
𝐹𝑡=𝐹𝑡1=𝐹𝑡𝑖=𝐹𝑡𝑖′=6135 𝑁
𝐹𝑟=𝐹𝑟1=𝐹𝑟𝑖=𝐹𝑟𝑖′=2706 𝑁
𝐹𝑎𝑖=3291 𝑁

6.1 Calculul reacțiunilor pentru arborele principal
𝑅𝐴𝐻=𝐹𝑡𝑖∙𝑙2′
𝐿1 𝑁 (10.9) [3, pag.216]
𝑅𝐴𝐻=6135∙136 ,56
273 ,11=3085 𝑁
𝑅𝐴𝑉=𝐹𝑟𝑖∙𝑙2′+𝐹𝑎𝑖∙𝑟𝑑𝑖
𝐿1 𝑁 (10.10) [3, pag.216]
𝑅𝐴𝑉=2706∙136 ,56+3291∙23,64
273 ,11=1727 𝑁
𝑅𝐴= 𝑅𝐴𝐻2+𝑅𝐴𝑉2 𝑁 (10.11) [3, pag.216]
𝑅𝐴= 30672+16382=3477 𝑁
𝑅𝐵𝐻=𝐹𝑡𝑖∙𝑙1′
𝐿1 𝑁 (10.12) [3, pag.216]
𝑅𝐵𝐻=6135∙136 ,56
273 ,11=3067 𝑁
𝑅𝐵𝑉=𝐹𝑟𝑖∙𝑙1′−𝐹𝑎𝑖∙𝑟𝑑𝑖
𝐿1 𝑁 (10.13) [3, pag.216]

57
𝑅𝐵𝑉=6135∙136 ,5−3291∙23,64
273 ,11=1068 𝑁
𝑅𝐵𝐴=𝐹𝑎𝑖 𝑁 (10.14) [3, pag.216]
𝑅𝐵𝐴=3291 𝑁
𝑅𝐵= 𝑅𝐵𝐻2+𝑅𝐵𝑉2+𝑅𝐵𝐴2 𝑁 (10.15) [3, pag.216]
𝑅𝐵= 30672+10682+32912=4624 𝑁

6.2 Calculul reacțiunilor pentru arborele secundar
𝑅𝐶𝐻=𝐹𝑡𝑖′∙𝑙5′−𝐹𝑡∙(𝐿2+𝑙3′)
𝐿2 𝑁 (10.16) [3, pag.217]
𝑅𝐶𝐻=6135∙117 ,30−6135∙(234 ,60+20)
234 ,60=−3590 𝑁
𝑅𝐶𝑉=𝐹𝑟𝑖′∙𝑙5′+𝐹𝑟∙ 𝐿2+𝑙3′ +𝐹𝑎∙𝑟𝑑𝑚−𝐹𝑎𝑖′∙𝑟𝑑𝑖′
𝐿2 𝑁 (10.17) [3, pag.217]
𝑅𝐶𝑉=2706∙117 ,30+2706∙ 234 ,60+20 +3291∙50−3291∙23,64
234 ,60=4660 𝑁
𝑅𝐶= 𝑅𝐶𝐻2+𝑅𝐶𝑉2 𝑁 (10.18) [3, pag.217]
𝑅𝐶= −35902+46602=5883 𝑁
𝑅𝐷𝐻=𝐹𝑡𝑖′∙𝑙4′+𝐹𝑡∙𝑙3′
𝐿2 𝑁 (10.19) [3, pag.217]
𝑅𝐷𝐻=6135∙117 ,30+6135∙20
234 ,60=3590 𝑁
𝑅𝐷𝑉=𝐹𝑟𝑖′∙𝑙4′+𝐹𝑎𝑖′∙𝑟𝑑𝑖′−𝐹𝑟∙𝑙3′−𝐹𝑎∙𝑟𝑑𝑚
𝐿2 𝑁 (10.20) [3, pag.217]
𝑅𝐷𝑉=2706∙117 ,30+3291∙23,64−2706∙20−3291∙50
234 ,60=753 𝑁
𝑅𝐷𝐴=𝐹𝑎−𝐹𝑎𝑖′ 𝑁 (10.21) [3, pag.217]
𝑅𝐷𝐴=3291−3291 =0 𝑁
𝑅𝐷= 𝑅𝐷𝐻2+𝑅𝐷𝑉2+𝑅𝐷𝐴2 𝑁 (10.22) [3, pag.217]
𝑅𝐷= 35902+7532+02=3668 𝑁

58
6.3 Determinarea momentelor încovoietoare
Se calculează momentele încovoietoare în punctele caracteristice ale grinzii,
corespunzătoare încărcării din cele două plane 𝑀î𝑉 și 𝑀î𝐻
𝑀î𝑉=452 𝑁𝑚
𝑀î𝐻=200 𝑁𝑚

6.4 Calculul momentului încovoietor rezultant
𝑀î= 𝑀î𝑉2+𝑀î𝐻2 𝑁𝑚 (10.23) [2, pag. 141]
𝑀î= 4522+2002=494 𝑁𝑚

6.5 Calculul momentului încovoietor echivalent
𝑀𝑒= 𝑀î2+ 𝛼∙𝑀𝑡 2 𝑁𝑚 (10.24) [2, pag.141]
𝑀𝑒= 494 + 0,6∙145 2=502 𝑁𝑚
în care :
𝛼=𝜍𝑎î(−1)
𝜍𝑎î(0) (10.25) [2, pag.141]
𝛼=90
150=0,6

Valorile pentru 𝜍𝑎î(0) și 𝜍𝑎î(−1) se vor lua din tabelul 10.1
Tabelul 10.1 Rezistențele admisibile
Materialul 𝜍𝑟
[MPa] Rezistența admisibilă la oboseală [MPa]
Răsucire Încovoiere
𝜏𝑎𝑡(0) 𝜍𝑎î(0) 𝜍𝑎î(−1)
Oțel carbon
obișnuit și
de calitate 500
600
700 60
78
96 75
95
110 45
55
65
Otel aliat 800
1000 64
75 130
150 75
90

59
6.6 Randamentul total al cutiei de viteze
Randamentul total al cutiei de viteze cu 𝑘 trepte de viteze se determină cu relația:
𝜂𝑡=𝜂𝑎𝑖𝑘∙𝜂𝐿(𝑘+1)∙𝜂𝑢𝑛 (10.26) [2, pag.117]
în care:
𝑘− numărul de trepte de viteze
𝑘=5
𝑛− numărul de roți scufundate în baia de ulei
𝑛=5
𝜂𝑎𝑖− randamentul treptei ′′𝑖′′ de roți dințate
𝜂𝑎𝑖=0,97
𝜂𝐿− randamentul perechii de lagăre de pe arborele principal
𝜂𝐿=1−𝑃𝑓𝐿
𝑃𝑖 (10.27) [2, pag.118]
în care:
𝑃𝑖− puterea la arborele pe care sunt montate lagărele
𝑃𝑖=42 𝑘𝑊
𝑃𝑓𝐿− puterea pierdută prin frecare în lagăr
𝑃𝑓𝐿=𝜇𝐿∙𝐹𝐿∙𝑑𝐿
2∙𝜔
106 𝑘𝑊 (10.28) [2, pag.118]
în care:
𝜇𝐿− coeficientul de frecare în rulment ( tabelu l 10.2 )
Tabelul 10.2 Coeficientul de frecare în rulment
Tipul rulmenților 𝜇𝐿
Radial cu bile 1,5∙10−3
Oscilanți 1,0∙10−3
Radial -axial cu bile 2,0∙10−3
Radial cu role cilindrice 1,1∙10−3
Radial -axial cu role conice 1,8∙10−3
Axiali 1,3∙10−3
𝐹𝐿− reacțiunea din lagăr
𝐹𝐿=𝑅𝐵=4624 𝑁
𝑑𝐿− diametrul fusului
𝑑𝐿=𝑑1=32 𝑚𝑚
𝜔− viteza unghiulară a fusului

60
𝜔=𝜋∙𝑛1
30 𝑟𝑎𝑑/𝑠 (10.29) [2, pag.118]
𝜔=3,14∙2750
30=288 𝑟𝑎𝑑/𝑠
𝑃𝑓𝐿=1,1∙10−3∙4624∙32
2∙288
106=0,0226 𝑘𝑊 (10.28)
𝜂𝐿=1−0,030
42=0,99 (10.27)
𝜂𝑢− randamentul datorită barbotării uleiului din baie
𝜂𝑢=1−𝑃𝑓𝑢
𝑃𝑖 (10.30) [2, pag.118]
în care:
𝑃𝑓𝑢− puterea pierdută prin frecare roții cu uleiul
𝑃𝑓𝑢=𝑏∙𝑕∙𝑣0,66
2,7∙106 𝑘𝑊 (10.31) [2, pag.118]
în care:
𝑏− lățimea roții dințate scufundate în ulei
𝑏=19,02 𝑚𝑚
𝑕− adâncimea de scufundare a roții în ulei
𝑕=15 𝑚𝑚
𝑣− viteza periferică a roții
𝑣=7 𝑚/𝑠
𝑃𝑓𝑢=14,18∙15∙70,66
2,7∙106 =0,0004 𝑘𝑊 (10.31)
𝜂𝑢=1−0,0003
42=1,00 (10.30)
𝜂𝑡=0,975∙0,996∙15=0,86 (10.26)

61
7 Alegerea rulmenților
Alegerea rulmenților se face după standarde și cataloagele producătorilor, pe baza
diametrului fusului arborelui pe care se montează, a sarcinilor pe lagăr și a duratei de
funcționare alese inițial.
Pentru alegerea unui anumit tip de rulment se va ține seama de:
– mărimea și sensul solicitărilor
– turație
– temperatura de lucru
– condiții de montaj și exploatare etc. [1]

7.1 Stabilirea încărcării rulmentilor
Montajul cu rulmenți, indiferent de domeniul de utilizare, trebuie să realizeze fixarea
radială și axială a arborelui, în ambele sensuri, fără introducerea de forțe suplimentare în
rulmenți.
Se recomandă ca rulmenții ce sprijină un arbore să fie aleși identici, din acest motiv se ia în
considerare rulmentul cel mai încărcat iar calculele se vor efectua pentru acesta.Alegerea
rulmenților identici are în vedere posibilitatea inversării sensului de rotație al arborelui, în
acest caz schimbându -se direcția forței 𝐹𝑎.
Rulmenți radiali -axiali cu bile sau cu role se pot monta pe arbore în două moduri:
– în X
– în O
Pentru rulmenții cutiei de viteze prezentate se alege montajul in X.
Montajul in X se recomandă pentru arborii scurți, cu deformații termice neglijabile,
deformații la încovoiere, în anumite limite fiind admise. Caracteristica montajului este că
distanț a între punctele de aplicație a reacțiunilor este mai mică decât diatanța dintre centrele
corpurilor de rostogolire ale rulmenților. Acest montaj se recomandă în cazul arborilor scurți
și rigizi fiind că permite dilatarea arborelui.
La rulmenții radiali -axiali, pe lângă forțele radiale mai ia naștere și o forță axială interioară,
chiar dacă asupra rulmentului nu se exercită o forță axială exterioară.Această forță axială
apare datorită apăsării oblice a corpurilor de rulare asupra inelelor, îndepărtând corpu rile de
rulare de căile de rulare.Ea se echilibrează prin montarea în pereche a rulmenților radiali
axiali.[1]

62
7.2 Alegerea rulmenților pentru arborele primar
7.2.1 Forțele radiale din rulmenți
𝐹𝑟1= 𝑅𝐻12+𝑅𝑉12 𝑁 (11.1) [2, pag.160]
𝐹𝑟1= 30672+16382=3477 𝑁
𝐹𝑟2= 𝑅𝐻22+𝑅𝑉22 𝑁 (11.2) [2, pag.160]
𝐹𝑟2= 30672+10682=3248 𝑁

7.2.2 Forțele axiale interne
Acestea provin din descompunerea forței normale la calea de rulare pe direcția axei
rulmentului și se determină preliminar, adoptând 𝜶=𝟏𝟓𝒐.
𝐹𝑎𝑖1= 1,21…1,26 ∙𝐹𝑟1∙𝑡𝑔𝛼 𝑁 (11.3) [2, pag.161]
în care:
𝛼=15°
𝑡𝑔𝛼=0,2679
𝐹𝑎𝑖1=1,21∙3477∙0,2679 =1127 𝑁 (11.3)
𝐹𝑎𝑖2= 1,21…1,26 ∙𝐹𝑟2∙𝑡𝑔𝛼 𝑁 (11.4) [2, pag.161]
𝐹𝑎𝑖2=1,21∙3248∙0,2679 =1053 𝑁 (11.4)

Fig.9 Direcția de acțiune a forței axiale în rulmenți pentru montaj în X

7.2.3 Montajul în X
Pentru montarea rulmenților se alege varianta de montaj în ’’X’’ datorită faptului că
reglarea rulmenților se face prin modificarea poziției relative a inelului exterior, ac est lucru
find necesar pentru micșorarea inerției maselor aflate în mișcare de rotație.
Sensul forței 𝐹𝑎 este de la stânga la dreapta
– sensul rezultantei: I
𝐹𝑎1=𝐹𝑎𝑖1 𝑁 (11.5) [2, pag.161]
𝐹𝑎1=1127 𝑁

63
𝐹𝑎2=𝐹𝑎𝑖1+𝐹𝑎 𝑁 (11.6) [2, pag.161]
𝐹𝑎2=1127 +3291 =4418 𝑁
𝐹𝑎𝑖1+𝐹𝑎>𝐹𝑎𝑖2 (11.7) [2, pag.161]
1194 +3291 >1127
4485 >1127

7.2.4 Calculul sarcinii dinamice echivalente
În funcție de diametrul fusului 𝑑1 𝑠𝑎𝑢 𝑑2, și de tipul de rulment ales, din tabelul de
rulmenți [1, pag.168 ] se va adopta o serie de rulmenți, iar corespunzător lor se vor alege
valori pentru: 𝐶; 𝐶0;𝑒;𝑋 ș𝑖 𝑌.
Cunoscând forțele axiale 𝐹𝑟1(2) și 𝐹𝑎1(2), se determină raportul 𝐹𝑎1(2)
𝐹𝑟1(2) și se compară cu
valoarea lui 𝑒 aleasă din tabel. Dacă 𝐹𝑎1(2)
𝐹𝑟1(2)>𝑒 rămân valorile alese pentru 𝑋 ș𝑖 𝑌, iar dacă
𝐹𝑎1(2)
𝐹𝑟1(2)<𝑒 se aleg din tabel alte valori pentru 𝑋 ș𝑖 𝑌.[1]
𝐹𝑎1 2
𝐹𝑟1 2 =1194
3536=0,32; 𝑒=0,37; 0,32<0,37
𝑃1−sarcina dinamică echivalentă care solicită rulmentul din stânga
𝑃1=𝑋∙𝑉∙𝐹𝑟1+𝑌∙𝐹𝑎1 𝑁 (11.8) [2, pag.170]
în care:
𝑉−coeficient cinematic (pentru inelul interior rotitor)
𝑉=1 [2, pag.170]
𝑋−coeficientul radial al rulmentului
pentru un rulment: 𝑋=1 [2, pag.167]
𝑌−coeficientul axial al rulmentului
𝑌=0 [2, pag.167]
𝑒=0,37 [2, pag.168]
𝑃1=1∙1∙3477 +0∙1127 =3477 𝑁 (11.8)
𝑃2−sarcina dinamică echivalentă care solicită rulmentul din dreapta
𝑃2=𝑋∙𝑉∙𝐹𝑟2+𝑌∙𝐹𝑎2 𝑁 (11.9) [2, pag.170]
în care:
𝑉−coeficient cinematic (pentru inelul interior r otitor) ]
𝑉=1 [2, pag.170
𝑋−coeficientul radial al rulmentului

64
pentru un rulment: 𝑋=1 [2, pag.167]
𝑌−coeficientul axial al rulmentului
𝑌=0 [2, pag.167]
𝑒=0,37 [2, pag.168]
𝑃2=1∙1∙3248 +0∙4418 =3248 𝑁 (11.9)

7.2.5 Capacitatea dinamică necesară
𝐶1=𝑃1∙ 𝐿𝑃 𝑁 (11.10) [2, pag.170]
în care :
𝐿−durabilitatea nominală a rulmentului
𝐿=60∙𝑛∙𝐿𝑕
106 [milioane de rotații ] (11.11) [2, pag.170]
𝑛− turația arborelui principal [2, pag.170]
𝐿𝑕− durata de funcționare (în ore) [2, pag.170]
𝐿𝑕=10000 𝑜𝑟𝑒 [6]
𝑝=3,33 (la rulmenții cu role) [2, pag.170]
𝐿=60∙2750∙10000
106 =1650 𝑚𝑖𝑙. 𝑑𝑒 𝑟𝑜𝑡𝑎ț𝑖𝑖 (11.11)
𝐶1=3477∙ 16503,33=32170 𝑁 (11.10)
𝐶2=𝑃2∙ 𝐿𝑃 𝑁 (11.12) [2, pag.170]
𝐶2=3248∙ 16503,33=30049 𝑁
Pentru o funcționare normală valoarea lui 𝐶1(2) cea mai mare trebuie să fie inferioară
capacității dinamice 𝐶 corespunzătoare seriei de rulment aleasă. Valorile pentru rulmenți sunt
date în [1, pag.168] .
Pentru arborele principal se aleg rulmenți radiali -axiali cu role seria 32007 .

65
7.3 Alegerea rulmenților pentru arborele secundar
7.3.1 Forțele radiale din rulmenți
𝐹𝑟3= 𝑅𝐶𝐻2+𝑅𝐶𝑉2 𝑁 (11.13) [2, pag.160]
𝐹𝑟3= −35902+46602=5883 𝑁
𝐹𝑟4= 𝑅𝐷𝐻2+𝑅𝐷𝑉2 𝑁 (11.14) [2, pag.160]
𝐹𝑟4= 35902+7532=3668 𝑁

7.3.2 Forțele axiale interne
𝐹𝑎𝑖3= 1,21…1,26 ∙𝐹𝑟3∙𝑡𝑔𝛼 𝑁 (11.15) [2, pag.161]
𝐹𝑎𝑖3=1,21∙5883∙0,2679 =1907 𝑁
𝐹𝑎𝑖4= 1,21…1,26 ∙𝐹𝑟4∙𝑡𝑔𝛼 𝑁 (11.16) [2, pag.161]
𝐹𝑎𝑖4=1,21∙3668∙0,2679 =1189 𝑁

7.3.3 Montajul în X
Sensul forței 𝐹𝑎 de la stânga la dreapta
– sensul rezultantei: I
𝐹𝑎3=𝐹𝑎𝑖4+𝐹𝑎 𝑁 (11.17) [2, pag.161]
𝐹𝑎3=1189 +3291 =4480 𝑁
𝐹𝑎4=𝐹𝑎𝑖4 𝑁 (11.18) [2, pag.161]
𝐹𝑎4=1189 𝑁
𝐹𝑎𝑖3+𝐹𝑎>𝐹𝑎𝑖4 (11.19) [2, pag.161]
1907 +3291 >1189
5198 >1189

7.3.4 Calculul sarcinii dinamice echivalente
Cunoscând forțele axiale 𝐹𝑟3(4) și 𝐹𝑎3(4), se determină raportul 𝐹𝑎3(4)
𝐹𝑟3(4) și se compară cu
valoarea lui 𝑒 aleasă din tabel. Dacă 𝐹𝑎3(4)
𝐹𝑟3(4)>𝑒 rămân valorile alese pentru 𝑋 ș𝑖 𝑌, iar dacă
𝐹𝑎3(4)
𝐹𝑟3(4)<𝑒 se aleg din tabel alte valori pentru 𝑋 ș𝑖 𝑌.[1]
𝐹𝑎3 4
𝐹𝑟3 4 =1907
5883=0,32; 𝑒=0,4; 0,32<0,4

66
𝑃3−sarcina dinamică echivalentă care solicită rulmentul din stânga
𝑃3=𝑋∙𝑉∙𝐹𝑟3+𝑌∙𝐹𝑎3 𝑁 (11.20) [2, pag.170]
în care:
𝑉−coeficient cinematic (pentru inelul interior rotitor)
𝑉=1 [2, pag.170]
𝑋−coeficientul radial al rulmentului
pentru un rulment: 𝑋=1 [2, pag.167]
𝑌−coeficientul axial al rulmentului
𝑌=0 [2, pag.167]
𝑒=0,4 [2, pag.168]
𝑃3=1∙1∙5883 +0∙4480 =5883 𝑁 (11.20)
𝑃4−sarcina dinamică echivalentă care solicită rulmentul din dreapta
𝑃4=𝑋∙𝑉∙𝐹𝑟4+𝑌∙𝐹𝑎4 𝑁 (11.21) [2, pag.170]
în care:
𝑉−coeficient cinematic (pentru inelul interior rotitor)
𝑉=1 [2, pag.170]
𝑋−coeficientul radial al rulmentului
pentru un rulment: 𝑋=1 [2, pag.167]
𝑌−coeficientul axial al rulmentului
𝑌=0 [2, pag.167]
𝑒=0,4 [2, pag.168]
𝑃4=1∙1∙3668 +0∙1189 =3670 𝑁 (11.21)

7.3.5 Capacitatea dinamică necesară
𝐶3=𝑃3∙ 𝐿𝑃 𝑁 (11.22) [2, pag.170]
în care :
𝐿−durabilitatea nominală a rulmentului
𝐿=60∙𝑛∙𝐿𝑕
106 [milioane de rotații ] (11.23) [2, pag.170]
𝑛− turația arborelui principal [2, pag.170]
𝐿𝑕− durata de funcționare (în ore) [2, pag.170]
𝐿𝑕=10000 𝑜𝑟𝑒 [6]
𝑝=3,33 (la rulmenții cu role) [2, pag.170]

67
𝐿=60∙1141∙10000
106 =685 𝑚𝑖𝑙. 𝑑𝑒 𝑟𝑜𝑡𝑎ț𝑖𝑖 (11.23)
𝐶3=5883∙ 6853,33=41790 𝑁 (11.22)
𝐶4=𝑃4∙ 𝐿𝑃 𝑁 (11.24) [2, pag.170]
𝐶4=3668∙ 6853,33=26059 𝑁
Pentru o funcționare normală valoarea lui 𝐶3(4) cea mai mare trebuie să fie inferioară
capacității dinamice 𝐶 corespunzătoare seriei de rulment aleasă. Valorile pentru rulmenți sunt
date în [1, pag.168] .
Pentru arborele principal se aleg rulmenți radiali -axiali cu role seria 32009 .

68
7.4 Dimensi unile constructive pentru capacele pătrunse

Fig.10 Dimensiunile constructive capacului
Pentru etanșarea rulmenților se utilizează capace care se fixează prin șuruburi (4 bucăți
dacă 𝑑𝑎≤85 𝑚𝑚) de carcasa cutiei de viteze.
𝑑𝑎−diametrul arborelui
𝐷−diametrul exterior al rulmentului
𝑑𝑠−diametrul șuruburilor de fixare
Se vor alege șuruburi 𝑀8
Celelalte dimensiuni se determină cu relațiile:
𝐷1=𝐷+2,5∙𝑑𝑠 𝑚𝑚 (11.25) [2, pag.177]
𝐷1=72+2,5∙8=92 𝑚𝑚
𝐷2=𝐷1+2,5∙𝑑𝑠 𝑚𝑚 (11.26) [2, pag.177]
𝐷2=92+2,5∙8=112 𝑚𝑚
𝐷3=𝐷∙0,9 𝑚𝑚 (11.27) [2, pag.177]
𝐷3=72∙0,9=64,8 𝑚𝑚
𝑏≈2,5∙𝑑𝑠 𝑚𝑚 (11.28) [2, pag.177
𝑏≈2,5∙8=20 𝑚𝑚
𝑏1=𝑏2=1,2∙𝑑𝑠 𝑚𝑚 (11.29) [2, pag.177
𝑏1=𝑏2=1,2∙8=9,6 𝑚𝑚

69
8 Diagnosticarea, repararea și întreținer ea cutiei de viteze
8.1 Diagnosticarea
Defectele cutiei de viteze în timpul exploatării se pot manifesta sub forma:
 blocarea cutiei de viteze;
 blocarea cutiei într -o treapta de viteze, fără posibilitatea de a mai cupla alta,
 autodecuplarea cutiei de viteze;
 schimbarea cu zgomot a treptelor de viteze, la demaraj, cu ambreiajul decuplat
complet;
 zgomot continuu mai puternic la mersul în plină sarcină;
 zgomot asemănător unui huruit puternic sau unei trosnituri, cu intentii de blocare a
cutiei de viteze;
 bătaie ritmică;
 schimbarea greoaie a treptelor.

8.1.1 Blocarea cutiei de viteze
Defectul se manifestă mai ales la pornirea din loc sau la mersul înapoi, ca urmare a
deteriorării dispozitivului de zavorâre a treptelor sau din cauza ruperii de dinți la roțile dințate.
 defectarea dispozitivului de zavorîre a treptelor poate duce la cuplarea a două trepte
în același timp rezultînd o blocare a cutiei de viteze. Defectul se elimină prin
înlocuirea pieselor uzate.
 ruperea de dinți la roțile dințate conduce la blocarea cutiei de viteze, atunci cînd
fragmente din dantura spartă ajung în interstițiul dintre roțile dințate. Cauzele
ruperii dinților pot fi: solicitări mari datorită ambreierilor bruște, manevrări greșite
ale manetei de comandă, oboseala materialului și uzuri avansat e. Înlăturarea
defectului se face prin înlocuirea roților dințate avariate.

8.1.2 Rămînerea cutiei de viteze într -o treaptă, fără posibilitatea de a mai cupla
alta
Defectul apare datorită ruperii manetei sau ale articulaților schimbătorului de viteze,
ruperea furcilor de cuplare sau tijelor culisante, defectarea dispozitivului de zăvorâre.
 ruperea manetei sau ale articulaților schimbătorului de viteze poate apărea datorită
oboselii materialului sau manevrărilor bruște;

70
 ruperea furcilor de cuplare sau a tijelor culisante se produce datorită oboselii
materialului, schimbarilor bruste sau manevrarilor fortate. Defectul se constată prin
faptul că deși maneta schimbătorului de viteze se poate manevra, totusi nu se
realizeaza cuplarea treptelor. Dacă se produc ruperi ale unor fragmente din furcă,
acestea pot cădea în carterul cutiei de viteze și în urma pătrunderii în spațiul
interstițial dintre roțile dințate,pot distruge dantura sau fisura carterele.
Pentru prevenirea producerii unor astfel de deteriorări, la imposi bilitatea cuplării treptelor
de viteze se debreiază și se opreste motorul.

8.1.3 Autodecuplarea cutiei de viteze („sare din viteza”)
Defectul se poate datora urmatoarelor cauze: defectarea dispozitivului de fixare a treptelor,
danturile de cuplare (craboții) uz ate accentuat, rulmenții cu jocuri mari.
Defectarea dispozitivului de fixare a treptelor se produce ca urmare a slăbirii arcurilor sau
a ieșirii bilelor din locașurile lor, precum și uzării tijelor culisante. Defecțiunea conduce la
autodecuplarea treptei d e viteze și se elimină prin înlocuirea parților uzate ale dispozitivului
de fixare.
Uzura excesiva a rulmenț ilor conduce la jocuri mari care determina neparalelismul cutiei
de viteze . Defectul se datorază unui număr mare de cauze: ungere insuficientă, existența unor
impurități în ulei, montaj prea strîns, neefectuarea mentenanței etc.

8.1.4 Shimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj, cu ambreiajul complet
decuplat
Cauza defecțiunii o poate constitui uzura sau deteriorare sincronizaritoarelor, îndeosebi ale
inelelelor de blocare.
Datorită funcționării necorespunzatoare a sincronizatoarelor, cuplarea treptelor se face cu
zgomot, prin neegalarea vitezelor unghiulare ale elementelor.

8.1.5 Zgomot continuu mai puternic la mersul în plină sarcină
Manifetarea se datoreaz ă uzurii sau deteriorării rulmenților arborilor. De asemenea,ea
poate apărea și la montajul prea strins, fiind urmată de încălziri locale ale lagărelor și de
griparea rulmenților.

71
8.1.6 Bătaia ritmică
Defecțiunea se datorează ruperii danturii rotilor dințate. Dacă zgomotul este la fel de
puternic în oricare dintre trepte, înseamnă că s -a produs ruperea danturii roților dințate
permanent angrenate, fixe pe arbori. În cazul în care ruperea danturii s -a produs la o roată
dințată liberă pe arbore și care se cuplea za cu ajutorul unui sincronizator, bătaia apare numai
într-o anumită treaptă, cînd se cuplează roata respectiva

8.2 Repararea cutiei de viteze
În scopul stabilirii pieselor ultilizate și a celor apte de a fi recondiționate, organele
componente ale cutiei de v iteze se verifică și se controlează, iar rezultatele se înscriu în fișe de
constatări și măsurători.

8.2.1 Carterul cutiei de viteze
Pot apărea următoarele defecte:
 fisuri ale carterului, se constată prin examen vizual și control prin ciocănire.
Carterul se rec ondiționează prin sudarea și refacerea suprafețelor afectate de fisuri
la forma și dimensiunile inițiale.
 uzura locașului din față și din spate pentru axul de mers înapoi se măsoară cu
calibre -tampon, locașurile uzate se alezează la cote majorate și se fol oseste un ax de
mers înapoi la cote majorate.
 deteriorarea filetului găurilor pentru fixarea capacului cutiei de viteze, deteriorarea
filetului găurilor pentru fixarea carterului reductorului, știrbiri ale bosajelor găurilor
filetate, se recondiționează pr in majorarea găurilor și refiletarea lor la cota majorată
sau prin încărcarea cu sudură a găurilor, găurirea și refiletarea lor la cota nominală.
Carterul cutiei de viteze se rebutează dacă prezintă spărturi si rupturi de orice natură și
pozitie, fisuri care leagă două alezaje pentru rulmenti.

8.2.2 Arborii cutiei de viteze
Aceștia se rebutează în cazul următoarelor defecțiuni:
 fisuri sau rupturi de orice natură
 rupturi ale dinților
 încovoierea sau torsionarea arborilor
 uzarea în grosime a dinților de angrenar e sau de cuplare, peste o anumită valoare

72
 uzarea la capete a dinților de cuplare, peste o anumită limită
 uzarea sau exfolierea canelurilor.
 uzarea suprafeței de centrare a canelurilor pentru flanșa arborelui și suportul
mufelor de cuplare a treptelor
 uzare a în grosime a canalurilor pentru suportul mufelor de cuplare a treptelor
 uzarea fusurilor pentru rulmenții de sprijin.

8.3 Verificarea cutiei de viteze
La asamblarea cutuiei de viteze se verifică:
 poziționarea roților pe arbori;
 jocul axial al roților libere pe arbori;
 mărimea anumitor reglaje, prin utilizarea corectă a șaibelor, a garniturilor sau a
inelelor care asigură jocul funcțional normal al rulmenților
 jocul axial al arborilor, reglat la un anumit moment rezistent de rotație liberă
 jocul lateral al fu rcilor în canale
 pozitionările reciproce ale danturilor roților dințate

8.4 Întreținerea cutiei de viteze
Întreținerea cutiei de viteze constă în urmatoarele lucrări:
 controlul fixării cutiei de viteze pe carterul ambreiajului sau pe cadru
 verificarea etanșeității carterului prin observarea locurilor pe unde au loc pierderi de
ulei
 controlul funcționării dispozitivelor de fixare si zăvorîre
 reglarea mecanismului de comandă a treptelor
 gresarea articulațiilor mecanismului de comandă
 controlul, completare a și schimbarea uleiului
La autovehiculele cu comandă la distanta a cutiei de viteze și la cele cu maneta pe coloana
volanului, trebuiesc reglate periodic lungimile tijelor intermediare pentru a se aduce în
concordantă cu poziția pinioanelor din cutia de v iteze.
Ungerea angrenajelor cutiei de viteze se face cu ulei special pentru transmisie, schimbarea
uleiului constă în golirea uleiului uzat și umplerea pîna la nivel cu altul proaspăt. De regulă,
nivelul uleiului în carter trebuie să fie la marginea inferi oră a orificiului de umplere.

73
BIBLIOGRAFIE
1. Dinamica autovehiculelor, îndrumar de laborator; G. Dragomir, L.Brândeu,
Universitatea din Oradea 2003
2. Reductoare cu roți dințate; V. Palade, Viorica Constantin, Mioara Hapenciuc ,
Universitatea Dunărea de jos, Galați
3. Calculul și construcția automobilelor; M. Untaru, Gh. Frățilă, Gh. Poțincu, N. Seinz,
Gh. Pereș, I. Tabacu, T. Macarie , E.D.P. București 1982
4. Animated image of a toroidal CVT on HowStuffWorks
5. http://en.wikipedia.org/wiki/Continuously_variable_transmission
6. http://www.urb.ro/eng_inf/2_1.pdf
7. http://en.wikipedia.org/wiki/Continuously_variable_transmission