Capitolul I

Proiectarea schimbtorului de vitez

1.1 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbtorului de viteze.

1.1.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale, i0, se face din condiia ca automobilul impus prin tema sa ating viteza maxim la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbtorului de viteze care este, in general, treapta de priza directa (la schimbtorul de viteze cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbtorul de viteze cu doi arbori). Se tie ca: V= ;

Pentru viteza maxima, relaia devine:

Vmax =

,

1

in care: = 1 (in cazul prizei directe) = 1 (in cazul schimbtorului de viteze cu doi arbori) =1.031.05 =0.910.98

In aceasta faza a proiectului se alege intre limitele menionate innd seama si de valorile de la modelele similare. Se alege astfel raportul de transmitere in treapta de priza directa, = 0.95.

Rezulta astfel i0(pred) = 0.377 In aceasta relaie = 0.377 = 2.69

= *nP, iar = 0.95.

Valoarea predeterminata a raportului i0 trebuie definitivata (i0 ef) ca fiind un raport intre doua numere naturale corespunztoare numerelor de dini sau produselor de numere de dini ale roilor dinate in angrenare. Deci, i0 ef = ; p,q N, iar (i0 ef) (i0 pred),

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dini pornind se la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale. Daca i0 < 7.0, se adopta o transmisie principala simpla. In cazul transmisiei principale simple coroanei, iar numrul de dini ai pinionului. i0 = , unde reprezint numrul de dini ai

La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleag numerele de dini astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.

2

Pentru transmisia principala simpla se alege cu valoarea minima care este nsa dependenta de raportul i0 pred. In acest sens, pentru tipul de angrenaj conic (ales) se pot folosi recomandrile firmei Gleason. Se alege astfel 14 dini.

Rezulta astfel care se va rotunji la valoarea ntreaga cea mai apropiata, dup care se recalculeaz raportul de transmitere efectiv i01. = 2.69*14 = 37.66 dini. Se rotunjete valoarea la Astfel i01 = 2.72 ; = 38 dini.

Dup aceasta, modificnd numrul de dini ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac, se determina inca alte doua rapoarte efective i02 si i03. i02 = = 2.78; i03 = = 2.64;

Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere efective, i 01, i02, sau i03 se face reprezentnd grafic variaia Pr (V) si Prez,0 (V).

Tab. 1 Tabelul de variaie a puterii la roata si a puterii rezistente pentru mersul in palier funcie de viteza automobilului si raportul de transmitere al transmisiei principale, i0

P[kW] V[km/h] pt. i0=2,72 V[km/h] pt. i0=2,78 V[km/h] pt. i0=2.64 Prez [kW]

0 0 0 0 0

11 40 41.7 38.5 4.88

49 80 83.4 77.0 15

88 120 125.0 115.4 35.85

110 185 192.7 177.8 72.85

0 200 234.1 216.1 120

3

Fig. 1 Variaia puterii funcie de viteza automobilului si de raportul de transmitere al transmisiei principale, i0

Deoarece este necesar un raport de transmitere care sa permit obinerea unei viteze maxime ct mai apropiat de viteza maxim impus prin tem automobilului, din figura 30 ne putem da seama ca singurul raport de transmitere al transmisiei principale care permite acest lucru este i0 = 2,78. Celelalte doua rapoarte de transmitere permit atingerea unor viteze superioare vitezei maxime impusa prin tema. Astfel se alege si se definitiveaz ca raport de transmitere al transmisiei principale i0 = 2,78. Rezulta astfel numerele de dini ai pinionului, respectiv ai coroanei: = 39 dini. 14 dini.

1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze, is1Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmtoarele condiii: nvingerea pantei maxime, impus prin tem; Deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit;

4

Solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc;

1.2.1 Determinarea lui is1 din condiia de pant maxim impus n tema La determinarea acestui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constant, redus. Din bilanul de traciune se obine relaia: is1 =

, n care rezistena specific maxim a drumului se calculeaz cu relaia: = f (0)*cos pmax + sin pmax, unde pmax = arctg (pmax)

pmax = arctg (0,3) = 16,70; = 0.0161 * cos 16,70 + sin 16,70 = 0,3;

is1 =

= 2,57;

1.2.2 Determinarea lui is1 din condiia de vitez maxim stabilit Considerarea acestui criteriu are in vedere regimul uniform de micare pe un drum modernizat n palier. Utiliznd aceast condiie, valoarea acestui raport este dat de relaia: is1 = 0.377* unde = 8 km/h; = 0.377* = 4.17,

1.2.3 Determinarea lui is1 dup criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.

5

Solicitrile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc, n cazul deplasrii pe un drum n palier, de efectul valorii turaiei iniiale a motorului, n0, si de mrirea puterii specifice, Psp, se obine urmtoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: is1 = 0.11 *

*n0 * Vmax

, n care

n0 = 0.75*nP = 0.75*4000 = 3000 rot/min; ka = 0.72; = 1000; = = 0.0483 kW/kg;

is1 = 0.11*

* 3000*185*

= 3.49;

In final se adopt valoarea cea mai mare dintre cele trei condiii avute n vedere la determinarea lui is1. Se alege astfel is1 = 4.17.

1.3 Etajarea schimbtorului de vitez

Schimbtorul de vitez cu trepte este caracterizat , din punct de vedere cinematic prin numrul de trepte (etaje) si rapoartele de transmitere. Raportul de transmitere maxim, stabilit in concordan cu cele artate anterior reprezint raportul de transmitere al primei trepte, is1. Ansamblul operaiilor de stabilire a numrului de trepte si a valorilor rapoartelor de transmitere ale schimbtorului de vitez se numete etajarea schimbtorului de vitez. Se cunosc trei modaliti de etajare a schimbtorului de vitez:

6

1. Criteriul aceluiai interval de

turaie in fiecare treapt conduce la ordonarea rapoartelor de transmitere in progresie geometrica. Avantajul important al etajrii dup acest criteriu este ca el impune numrul minim de trepte, dar si ca asigur un consum redus de combustibil. Dezavantajul acestui criteriu const in performane mai reduse de demarare, in domeniul vitezelor mari.

acelai interval de turaie

Fig.2 Etajarea schimbtorului de vitez dup criteriul aceluiai interval de turaie in fiecare treapt

2. Criteriul aceluiai interval de vitez in fiecare treapt - conduce la ordonarea

rapoartelor de transmitere in progresie armonic. Avantajul important al etajrii dup acest criteriu este acela c in domeniul turaiilor mari puterea furnizat de motor este mai mare existnd astfel o capacitate mare de demarare si la viteze mari. Dezavantajul acestui criteriu n faptul c rezult un numr mare de trepte apare o nrutire a economicitii din punct de vedere al consumului de combustibil.

7

V [km/h]

Acelai interval de vitez

n [min-1]

Fig. 3 Etajarea schimbtorului de vitez dup criteriul aceluiai interval de vitez in fiecare treapt

3. Criteriul aceluiai interval al forei de traciune in fiecare treapt - conduce la

ordonarea rapoartelor de transmitere in progresie aritmetic. Avantajul important al etajrii dup acest criteriu este acela ca asigura un consum redus de combustibil. Dezavantajul acestui criteriu const in capaciti mai mici de demarare, in domeniul vitezelor mari. Etajarea dup acest criteriu se foloseste la autovehicule care execut lucrri tehnologice, in general.

Avnd in vedere caracteristicile automobilului impus prin tema si condiiile care se impun acestui tip de automobil (monovolum), se alege ca i criteriu de etajare al schimbtorului de vitez criteriul aceluiai interval de turaie in fiecare treapt (ordonarea rapoartelor de transmitere in progresie geometric).

8

1.3.1 Determinarea numrului minim de trepte de vitez

nainte de determinarea celorlalte rapoarte de transmitere ale schimbtorului de vitez este necesar sa se determine numrul minim posibil de trepte. Admind c n = n v max = nmax, , numrul minim posibil de trepte, Nmin p se obine atunci cnd n = n M. Rezult:

Nmin p = 1 +

Astfel , considernd turaia de moment maxim nM = 2000 min-1 rezulta:

Nmin p = 1 +

= 3.4

Se alege ca numr de trepte N = 4 trepte.

1.3.2 Determinarea rapoartelor de transmitere in fiecare treapt.

Pentru acelai interval de turaii in fiecare treapt putem scrie relaia corespunztoare etajrii in progresie geometric a trepte de viteza.

, Astfel:

j =2,3,., N

is1 = 4.179

is2 =

2

) = 2.54

is3 =

) = 1.55

is4=

= 0.95

is5 = 0.65

1.3.3 Trasarea diagramei fierstru si evidenierea golurilor si acoperirilor

Pentru trasarea diagramei ferstru se determina viteza inferioara si cea superioar pentru fiecare treapta de vitez cu ajutorul formulelor urmtoare. De asemenea se au in vedere urmtoarele :- n = 2300 min -1 ; - n = 4000 min -1; - i0 = 2.78 ; - rr = 307.5 mm

Vj = 0.377 rr Vj = 0.377 rr

,

j= 1,2,3,.,N j= 1,2,3,.,N

10

- pentru prima treapta de vitez rezult:

V1 = 0,377* 0.3075 * V1 = 0,377* 0.3075 *

= 22 km/h 39 km/h

- pentru a doua treapta de vitez rezult:

V2 = 0,377* 0.3075 * V2 = 0,377* 0.3075 *

= 39 km/h = 68 km/h

- pentru a treia treapta de vitez rezult:

V3 = 0,377* 0.3075 * V3 = 0,377* 0.3075 *

= 68 km/h = 118 km/h

- pentru a patra treapta de vitez rezult:

V4 = 0,377* 0.3075 * V4 = 0,377* 0.3075 *

= 118 km/h = 205 km/h

11

Fig. 4 Diagrama ferstru

12

Pentru fiecare treapta de vitez se calculeaz diferena = Vj Vj+1 ,unde Vj reprezint viteza superioar in treapta j, iar Vj+1 reprezint viteza inferioar in treapta j+1.- pentru treptele I-II de vitez rezult - pentru treptele II-III de vitez rezult - pentru treptele III-IV de vitez rezult

= 39-39 = 0 km/h; = 68-68 = 0 km/h; = 118-118 = 0 km/h;

Capitolul II

Performantele de traciune

2.1 Caracteristica de traciune la sarcina totala

2.1.1 Definirea caracteristicii de traciune

Functia care exprima dependenta fortei maxime de tractiune fata de viteza automobilului, pentru toate etajele schimbtorului de viteza, se numete caracteristica de tractiune. In cazul13

transmisiei mecanice cu trepte de viteza, forta de tractiune si viteza sunt proportionale cu momentul motor si, respectiv, cu turatia arborelui cotit. Ca urmare, alura curbei Ft (V) este aceeai cu alura curbei momentului ,M(n), adic la o anumita viteza forta de tractiune atinge valoarea maxima, dup care ncepe sa scad.

V = 0.377 *

Calculul s-a fcut tinand cont de faptul ca motorul functioneaza la sarcina totala, raza de rulare ramane permanent constanta, iar randamentul transmisiei s-a considerat t = 0.92. Raportul total de transmitere al transmisiei mecanice a automobilului, it = i0 * isk. In tabelul 1 sunt prezentate rezultatele alegandu-se un numr de 8 turatii la care se calculeaz viteza si forta de tractiune, pentru o cat mai buna aproximare a caracteristicii de tractiune.

Tab. 2 Determinarea caracteristicii de tractiune

treapta I

Turatiile

M [Nm]14

V [km/h]

Ft [N]

n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 treapta II n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 treapta III n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 treapta IV n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 treapta V n1 n2 n3

[min-1] 800 1400 2000 2200 2600 3200 3800 4000 800 1400 2000 2200 2600 3200 3800 4000 800 1400 2000 2200 2600 3200 3800 4000 800 1400 2000 2200 2600 3200 3800 4000 800 1400 2000

131 225 325 334 323 310 291 289 131 225 325 334 323 310 291 289 131 225 325 334 323 310 291 289 131 225 325 334 323 310 291 289 131 225 32515

8.00 13.99 19.99 21.99 25.98 31.98 37.98 39.98 13.14 22.99 32.84 36.12 42.69 52.55 62.40 65.68 21.57 37.74 53.92 59.31 70.10 86.27 102.45 107.84 35.13 61.48 87.82 96.61 114.17 140.52 166.87 175.65 51.52 90.17 128.81

4546 7809 11279 11592 11210 10759 10099 10030 2767 4753 6865 7055 6823 6548 6147 6104 1685 2895 4181 4297 4155 3988 3744 3718 1035 1777 2567 2638 2551 2449 2298 2283 705 1212 1750

n4 n5 n6 n7 n8

2200 2600 3200 3800 4000

334 323 310 291 289

141.69 167.45 206.09 244.74 257.62

1799 1739 1669 1567 1556

Fig. 5 Caracteristica de tractiune

16

2.1.2 Determinarea performantelor dinamice folosind caracteristica de tractiune

a) Determinarea vitezei maxime

Punctul de intersectie dintre curba fortei de tractiune si curba rezistentelor la inaintare (fara rezistenta la demarare) determina viteza maxima de deplasare pe drumul considerat. Pentru determinarea vitezei maxime in palier s-a considerat cazul in care autovehiculul ruleaz in palier, (p = 0). De asemenea viteza vntului s-a considerat egala cu zero. Astfel rezistenta totala este constituita din suma rezistentelor la rulare, la panta si rezistenta aerului.

Tab. 3 Valorile rezistentelor la naintare si ale rezistentei totale

17

Fig. 6 Determinarea vitezei maxime cu ajutorul caracteristicii de tractiune

b) Determinarea vitezei critice in fiecare treapta de viteza

Viteza critica reprezinta viteza minima de functionare stabila in regim stationar si este mai mica decat viteza pentru care forta de tractiune atinge valoarea maxima. Viteza critica in fiecare treapta se stabileste tot cu ajutorul caracteristicii de tractiune. Se considera valoarea maxima a pantei si anume 30 %, iar prin translatarea graficelor rezistentei totale la naintare se determina vitezele critice in fiecare treapta de viteza. Astfel a rezultat:

Tab. 4 Valorile rezistentelor la naintare si ale rezistentei totale

18

Fig. 6 Determinarea vitezei critice in fiecare treapta de viteza cu ajutorul caracteristicii de tractiune

- Pentru treapta I viteza critica este: Vcr I = 20 km/h; - Pentru treapta II viteza critica este: Vcr II = 33 km/h; - Pentru treapta III viteza critica este: Vcr III = 55 km/h; - Pentru treapta IV viteza critica este: Vcr IV = 88 km/h; - Pentru treapta V viteza critica este: Vcr V = 130 km/h;

c) Determinarea pantei maxime pe care o poate urca automobilul

19

Pentru pantele mari viteza de deplasare a automobilului este relativ mica, deci R a regimul de miscare este uniform, deci Rd =0,si se poate admite cos devine: Pmax = tg = tg [arcsin (

0,

= 1; Astfel, panta maxima

d) Determinarea regimului de deplasare a automobilului pentru un drum din macadam, cu o panta de 10 %

Pentru un drum din macadam se cunoaste valoarea coeficientului de aderenta x = 0.30. Astfel se calculeaza rezistentele la inaintare ale automobilului pentru conditiile impuse. Se observa faptul ca pe acesta tip de drum si cu o panta de 10% se poate rula in treapta a III-a cu viteza de 100 km/h.

Tab. 5 Valorile rezistentelor la naintare si ale rezistentei totale pentru drumul

20

Fig. 7 Determinarea regimului de deplasare pentru drumul considerat

2.2 Trasarea caracteristicii dinamice

2.2.1 Definirea caracteristicii dinamice in toate treptele schimbtorului de viteza la plina sarcina

Factorul dinamic D este raportul dintre forta de tractiune disponibila, dup ce s-a scazut rezistenta aerului si greutatea automobilului. Factorul dinamic depinde de viteza si de treapta in care este cuplat schimbtorul de viteza.

D=

Tab. 6 Caracteristica dinamica

21

Fig. 8 Definirea caracteristicii dinamice in toate treptele schimbtorului de viteza la

plina sarcina

2.2.2 Determinarea performantelor automobilului folosind caracteristica dinamica.

a) Determinarea vitezei maxime

Pentru un drum dat, la viteza maxima acceleratia este nula, astfel ca factorul dinamic se calculeaza cu relatia: D = f cos + sin =

22

Punctul de intersectie al curbei maxima. Se considera

= f(V) cu caracteristica dinamica determina tocmai viteza

= 0 grade (viteza maxima in palier).

Tab. 7 Valorile coeficientului de rezistenta la rulare functie de viteza automobilului in fiecare treapta a schimbtorului de viteza

V [km/h] I 8.00 13.99 19.99 21.99 25.98 31.98 37.98 39.98 II 13.14 22.99 32.84 36.12 42.69 52.55 62.40 65.68 III 21.57 37.74 53.92 59.31 70.10 86.27 102.45 107.84 IV23

f [-] 0.0161 0.0160 0.0160 0.0160 0.0160 0.0160 0.0161 0.0161 0.0160 0.0160 0.0160 0.0161 0.0161 0.0162 0.0164 0.0165 0.0160 0.0161 0.0163 0.0163 0.0166 0.0170 0.0175 0.0177

35.13 61.48 87.82 96.61 114.17 140.52 166.87 175.65 V 51.52 90.17 128.81 141.69 167.45 206.09 244.74 257.62

0.0161 0.0164 0.0170 0.0173 0.0180 0.0193 0.0209 0.0215 0.0162 0.0171 0.0187 0.0194 0.0210 0.0239 0.0276 0.0290

Se observa ca viteza maxima cu care poate rula automobilul in palier pentru fiecare treapta de viteza este:- Pentru treapta I viteza maxima este: VmaxI = 20 km/h; - Pentru treapta II viteza maxima este: Vmax II = 65 km/h; - Pentru treapta III viteza maxima este: VmaxIII

= 108 km/h;

- Pentru treapta IV viteza maxima este: Vmax IV = 176 km/h; - Pentru treapta V viteza maxima este: Vmax V = 258 km/h;

24

Fig. 9 Determinarea vitezei maxime folosind caracteristica dinamica

b) Determinarea pantei maxime pentru fiecare treapta a schimbtorului de viteza

Pentru inclinri uzuale ale drumurilor si pentru automobilele cu capacitate de trecere normala exista urmtoarea relatie:

p=

f => pmax =

max

f

Se poate observa din tabelul 6 ca valoarea lui incatmax

max

este egala cu valoarea lui Dmax astfel

rezulta pentru fiecare treapta de viteza astfel:

25

- pentru treapta I de viteza:

= 0.493. Rezulta: p = tg sau exprimata in procente, panta p = 49% ;max max

= 0.493=>

= arctg (0.493) = 260

- pentru treapta a-II-a de viteza:0

= 0.291. Rezulta: p = tg = 16 sau exprimata in procente, panta p = 29% ;max

= 0.291=>

= arctg (0.291)

- pentru treapta a-III-a de viteza:0

= 0.164. Rezulta: p = tg (0.164) = 9 sau exprimata in procente, panta p = 16% ; = 0.081. Rezulta: p = tg (0.081) = 5 sau exprimata in procente, panta p = 8% ;max 0

= 0.164=>

= arctg

- pentru treapta a-IV-a de viteza:

= 0.081=>

= arctg

- pentru treapta a-II-a de viteza:0

= 0.027. Rezulta: p = tg = 2 sau exprimata in procente, panta p = 2.7% ;max

= 0.027=>

= arctg (0.027)

Tab. 8 Valorile pantei maxime functie de viteza automobilului in fiecare treapta a schimbtorului de viteza

26

Fig. 10 Determinarea pantei maxime in fiecare treapta a schimbtorului de viteza

c) Determinarea vitezei critice in fiecare treapta de viteza

Pentru automobilele cu transmisie mecanica in trepte, factorul dinamic atinge o valoare maxima fiecare treapta, valoare creia ii corespunde tocmai viteza critica si la care se nvinge rezistenta specifica maxima a drumului. Astfel vitezele critice citite de pe caracteristica dinamica sunt:- Pentru treapta I viteza critica este: Vcr I = 20 km/h; - Pentru treapta II viteza critica este: Vcr II = 36 km/h; - Pentru treapta III viteza critica este: Vcr III = 59 km/h; - Pentru treapta IV viteza critica este: Vcr IV = 88 km/h; - Pentru treapta V viteza critica este: Vcr V = 134 km/h;

d) Determinarea regimului de deplasare a automobilului pentru un drum din macadam, cu o panta de 10 %

Pentru un drum din macadam se cunoaste valoarea coeficientului de aderenta x = 0.30. Astfel se calculeaz rezistentele la inaintare ale automobilului pentru conditiile impuse. Se observa din Fig. 11 faptul ca pe acesta tip de drum si cu o panta de 10% se poate rula in treapta a III-a cu viteza de 100 km/h.

Tab. 9 Valorile rezistentei totale raportate la greutatea automobilului pentru tipul de drum impus 27

Fig.11 Determinarea regimului de deplasare pentru drumul considerat

e) Stabilirea domeniului de aderenta pe un drum acoperit cu zpada bttorita

Conditia de inaintare a automobilului este definita de dubla inegalitate:

28

, unde este reactiunea normala la rotile motoare. La limita de aderenta dinamic limitat de aderenta are expresia:

, iar factorul

D =

Reactiunea normala la rotile motoare se calculeaza cu formula: = 0.63 * Ga *c , unde c este coeficientul de incarcare dinamica a puntii. Se alege c = 0.95.

= 0.63 * 22750 *0.95 = 13615 N

Pentru drum cu zpada bttorita se alege coeficientul de aderenta V [km/h] I 8.00 13.99 19.99 21.99 25.98 31.98 37.98 39.98 II 13.14 22.99 32.84 36.12 42.69 52.55 62.40 65.68 III 21.57 37.7429

Tab.10 Stabilirea domeniului de aderenta pe drumul considerat (

x

= 0.18.x

= 0.18.)

D [-] 0.11 0.11 0.11 0.11 0.11 0.11 0.10 0.10 0.11 0.11 0.11 0.11 0.10 0.10 0.10 0.10 0.11 0.10

53.92 59.31 70.10 86.27 102.45 107.84 IV 35.13 61.48 87.82 96.61 114.17 140.52 166.87 175.65 V 51.52 90.17 128.81 141.69 167.45 206.09

0.10 0.10 0.10 0.09 0.09 0.08 0.11 0.10 0.09 0.09 0.08 0.07 0.05 0.05 0.10 0.09 0.07 0.07 0.05 0.04

30

Fig.12 Stabilirea domeniului de aderenta pentru drumul considerat

Pentru valoarea data a factorului de aderenta, curbele factorului dinamic situate deasupra lui D nu pot fi utilizate deoarece se depaseste aderenta.31

2.3 Trasarea caracteristicilor acceleratiei

2.3.1 Definirea caracteristicii pornind de la caracteristica dinamica

Caracteristica acceleratiilor este functia care exprima dependenta acceleratiei automobilului in functie de viteza sa, pentru toate treptele schimbtorului de viteza , cand motorul functioneaza la sarcina totala. In cazul autoturismelor se poate utiliza relatia :k

= 1.04 + 0.0025*io*isk

, unde k este coeficientul de influenta a maselor in miscare de rotatie din schimbatorul de viteza in treapta k, diferita de prima treapta. Acceleratia automobilului este definita cu ajutorul caracteristicii dinamice de relatia:

a=

[m/s2]

Tab.11 Valorile acceleratiei automobilului functie de viteza acestuia

32

Fig.13 Caracteristica acceleratiilor

Cu ajutorul Tab. 11 se calculeaza valoarea acceleratiei medii pentru fiecare treapta a schimbatorului de viteza. Rezulta astfel urmatoarele valori ale acceleratiei medii:- pentru treapta I de viteza: a med = 3.81 m/s2; - pentru treapta a II-a de viteza: a med = 2.25 m/s2; - pentru treapta a III-a de viteza: a med = 1.24 m/s2; 33

- pentru treapta a IV-a de viteza: a med = 0.48 m/s2; - pentru treapta a V-a de viteza: a med = 0.18 m/s2;

2.4 Trasarea caracteristicilor de demarare

2.4.1 Determinarea timpului de demarare

Reprezint functia care exprima dependenta timpului de demarare in functie de viteza automobilului, cand schimbatorul de viteza trece prin toate etajele, iar motorul functioneaza pe caracteristica exterioara. Trebuie astfel calculati timpii de demarare pentru fiecare treapta de viteza in parte, acest calcul facandu-se cu ajutorul metodei grafo-analitice. Cu ajutorul graficului inversului acceleratiei functie de viteza automobilului se aleg factorii de scara astfel: - 1[ km/h] = p[mm]- 1 [s2/m] = q [mm]

Astfel, timpul de demarare va fie gal cu: td = Se considera ca trecerea dintr-o treapta in alta se face instantaneu. Pentru treapta intai si a doua se alege o mrime a intervalelor V = 2 km/h, iar pentru treapta a treia, a patra si a cincea V = 10 km/h. Rezultatele obtinute sunt prezentate in Anexa 1 paginile 1-. De exemplu :

- pentru treapta intai timpul total de demarare de la 0 la 20 km/h este de: tdI = 2.7 s;

- pentru treapta a II-a timpul total de demarare de la 20 la 60 km/h este de: tdII = 3.2 s;

34

- pentru treapta a III-a timpul total de demarare de la 60 la 100 km/h este de: tdIII = 7.5 s;

- pentru treapta a IV-a timpul total de demarare de la 80 la 120 km/h este de: tdIV = 10.3 s;

- pentru treptele a V-a timpul total de demarare de la 60 la 140 km/h este de: tdV = 24 s;

Ariile calculate necesare determinrii timpilor de demarare sunt prezentate de asemenea in Anexa 1 pagina 6. Valorile timpului de demarare functie de viteza automobilului sunt prezentate in Fig.14

Tab.12 Valorile timpului de demarare functie de viteza automobilului

V [km/h] 0 10 20 30 40 50 60

td [s] 0 1.8 2.7 3.3 3.9 4.8 5.9

35

70 80 90 100 110 120 130 140 150

7.4 9.3 11.2 13.4 15.9 19.6 24.4 30.0 37.2

2.4.2 Caracteristica timpului de demarare

Este functia care exprima dependenta timpului de demarare in functie de viteza automobilului cnd schimbtorul de viteze trece prin toate etajele, iar motorul functioneaza pe caracteristica externa pana la o viteza egala cu 0.9 din viteza maxima a automobilului. Caracteristica timpului de demarare este prezentata in Fig.14

36

2.4.3 Determinarea spatiului de Caracteristica timpului de demarare Fig.14 demarare

2.4.3 Caracteristica spatiului de demarare

Caracteristica spatiului de demarare este functia care exprima dependenta spatiului de demarare in functie de viteza automobilului cand schimbatorul de viteza trece prin toate etajele, iar motorul functioneaza pe caracteristica externa pana la o viteza egala cu 0.9 din viteza maxima a automobilului. Se calculeaza spatiile de demarare pentru fiecare treapta de viteza in parte, acest calcul facandu-se cu ajutorul metodei grafo-analitice. Cu ajutorul graficului inversului caracteristicii de demarare functie de viteza automobilului pentru fiecare treapta de viteza se aleg factorii de scara astfel:37

- 1[ km/h] = p[mm]- 1 [s] = r [mm]

Astfel, spatiul de demarare va fie gal cu: sd = Se considera ca trecerea dintr-o treapta in alta se face instantaneu. Pentru toate treptele se alege o mrime a intervalelor V = 10 km/h,. Rezultatele obtinute sunt prezentate in Anexa 1 pagina 7, si anume: - demarajul de la 0 40 km/h se realizeaza in 21de metri;- demarajul de la 0 60 km/h se realizeaza in 54 de metri;

- demarajul de la 0 100 km/h se realizeaza in 205 de metri; - demarajul de la 0 150 km/h se realizeaza in 1200 de metri;

Tab.13 Valorile spatiului de demarare functie de viteza automobilului

V [km/h] 0 51 82 108 122 131 140 148 150

Sd[m] 0 35 128 262 423 600 791 994 1203

38

Caracteristica spatiului de demarare este reprezentata in Fig. 15

Fig.15 Caracteristica spatiului de demarare

Pentru compararea calitatilor de demarare ale automobilelor se folosesc urmatorii paramatri sintetici:- timpul necesar parcurgerii primilor 500m - timpul necesar parcurgerii primilor 1000m

a rezultat un timp de 22.3 secunde; a rezultat un timp de 34 secunde;

39

- timpul necesar atingerii unei viteze egale cu jumatatea vitezei maxime

a rezultat un timp

de 11 secunde;- timpul necesar atingerii vitezei maxime

a rezultat un timp de aproximativ 42secunde;

Capitolul III

Studiul solutiilor posibile pentru schimbtorul de viteze si alegerea solutiilor

3.1 Scurta justificare a prezentei schimbatorului de viteze pe automobil

Schimbatorul de viteze este al doilea organ al transmisiei automobilului, in sensul de transmitere a miscarii de la motor, avnd urmtoarele functii: permite modificarea fortei de tractiune in functie de variatia rezistentelor la naintare permite mersul inapoi al automobilului, fara a inversa sensul de rotatie a motorului realizeaz ntreruperea ndelungata a legturilor dintre motor si restul transmisiei in cazul in care automobilul sta pe loc cu motorul in functiune

Schimbatorul de viteze a unui automobil trebuie sa ndeplineasc urmtoarele conditii: -

-

sa asigure calitati dinamice si economice bune sa prezinte siguranta in timpul functionarii sa prezinte o constructie simpla, rezistenta si sa fie usor de manevrat sa prezinte o functionare fara zgomot si sa aib un randament cat mai ridicat sa aib o rezistenta mare la uzura sa fie usor de intretinut

40

3.2

Prezentarea unui schimbtor de viteze asemntor cu cel care se proiecteaz si evidentierea solutiior constructive

41

Fig.16 Schimbtor de viteze asemntor cu cel care se proiecteaz

Schimbtorul de viteza din Fig. 16 este de tip monobloc i nglobeaz n aceeai carcas i diferenialul. Transmisia este dispusa transversal mpreuna cu motorul. Schimbtorul de viteza este de tipul celor cu 2 arbori si are 5 trepte de viteza de mers nainte sincronizate, treapta a patra fiind cea de priza directa si o treapta de mers napoi nesincronizata. Mecanismul reductor se compune din doi arbori: primar si secundar si un carter. Schimbtorul de viteza cu doi arbori este dispus intr-un carter comun cu diferentialul si cu transmisia principala. Transmiterea momentului motor intre cei doi arbori se face in toate treptele prin intermediul unui singur angrenaj de roti dinate. De aceea randamentul unui astfel de schimbtor de viteze este mai mare comparativ cu schimbtorul de viteze cu trei arbori. Diversele trepte ale cutie de viteze se obtin prin deplasarea pe arborele secundar a sincronizatoarelor. La schimbtorul de viteze cu doi arbori se obtine o treapta de pseudo priza directa prin cuplarea directa a treptei corespunzatoare cu ajutorul sincronizatorului.42

Treapta de mers napoi utilizeaz un pinion suplimentar fara sincronizator montat pe un arbore separat, dimensiunea pinionului fiind aleasa astefl incat sa se obtina forta de tractiune necesara pentru mersul napoi. Sincronizatoarele folosite sunt de tip BORG-WARNER si avem cate unul pentru perechile de trepte: 2+1, 4+3, si pentru treapta a 5-a. Astfel avem 5 trepte sincronizate pentru mersul nainte i o treapt nesincronizat pentru mersul napoi. In figura Fig. 17 este prezentat mecanismul de comanda a schimbtorului de viteze care are rolul de a cupla si decupla perechile de roti dintate cu scopul obtinerii diferitelor trepte.

Fig.17 Mecanismul de comanda a schimbtorului de viteze

Comanda treptelor se face manual. Comanda manuala este la rndul ei directa, cu maneta pe capacul cutiei de viteze. Maneta este prevzuta cu o articulatia sferica pentru a putea oscila in locasul sferic, cu scopul executrii operatiilor de cuplare a treptelor. In capacul schimbtorului de viteze pot culisa mai multe tije, pe care sunt fixate furcile ce comanda sincronizatoarele. Aceste furci au niste locasuri in forma de U, in care intra capatul inferior al levierului43

schimbtorului de viteze. Pentru cuplarea unei trepte, conductorul deplaseaz maneta in plan transversal, in dreapta sau stinga, astfel incit captul inferior al manetei sa intre in locasul in forma de U al tijei respective. Apoi, prin deplasarea manetei in plan longitudinal, nainte sau napoi, tija culiseaz si deplaseaz odat cu ea furca pe care o poarta, cuplnd treapta corespunztoare. Rezulta ca, pentru cuplarea unei trepte, sunt necesare doua operatii: selectarea (alegerea) treptei si cuplarea propriu-zisa a treptei. Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor. Sistemul de comanda a cuplrii este cu bile. Astfel pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta, are pe partea superioara trei locasuri semisferice in care intra o bila astfel incat sa nu permit deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conductor. Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplri concomitente a mai multor trepte, blocarea treptelor de viteza obtinandu-se prin intermediul unor bile prevazute intrun locas lateral aflat in fiecare tija. Carterul schimbtorului de viteze se compune din carterul propriu-zis si din capacele superior, anterior, posterior si lateral.

3.3 Prezentarea si analiza solutiilor constructive pentru componentele schimbtorului de viteze

Arborele primar face corp comun cu pinionul angrenajului permanent si serveste drept reazem pentru arborele secundar. Arborele primar al cutiei se reazem pe doi rulmeni. Numai un rulment preia forte axiale, celalalt are posibilitatea sa se deplaseze axial. In Fig. 18 este prezentat cazul in care avem un rulment cilindric cu bile n partea dinspre ambreiaj 2 (inelul interior este presat pe arbore) si unul cilindric cu role n partea dinspre capacul schimbatorului de viteze 1.

44

Fig.18 Arborele primar si solutii de rulmenti pentru arborele primar

Lagarul din fata al arborelui este dispus in volantul motorului fiind un lagr cu rulmenti radiali, rulmentul 1 putndu-se sprijini fie in arborele cotit 5 si in volantul 3, Fig. 19 a, fie doar in volant, Fig. 19 b, ceea ce este mai usor de realizat tehnologic. Unele autoturisme au lagrul anterior sub forma unui lagr de alunecare sau un lagr cu rulmenti cu role ace, Fig 19 c.

45

Fig.19 Solutii constructive pentru lagrul din fata al arborelui primar

Lagrul din spate al arborelui se gaseste in carterul schimbtorului de viteze si preia si forte axiale. In general, lagrul posterior este un lagr cu rulmenti radiali cu bile. Una dintre solutiile cele mai des ntlnite o regsim in Fig. 20 si prezint solutia la care inelul exterior al rulmentului este fixat in orificiul carterului de catre inelul elastic 4 si flansa 7. Dimensiunile lagarului posterior al arborelui primar se adopta adesea nu pe baza de calcul, si din considerente constructive, astfel incat arborele primar impreuna cu pinionul sa se introduca prin orificiul lagarului.

Fig.20 Solutie constructiva pentru lagrul din spate al arborelui primar 46

Dimensiunile lagrului posterior al arborelui primar se adopta adesea nu pe baza de calcul, ci din considerente constructive, astfel incat arborele primar mpreuna cu pinionul sa se introduc prin orificiul lagrului.

Arborele secundar al schimbtorului de viteze se sprijin cu partea anterioara pe arborele primar, iar cu partea posterioara in carterul schimbtorului de viteze. Lagrul anterior al arborelui secundar in majoritatea cazurilor este un lagr cu rulmenti role-ace fara inel interior si exterior. O vedere explodata a arborelui secundar o intalnim in figura Fig. 21 in care putem identifica urmtoarele elemente: saiba distantiera (1), pinion treapta a IV-a (2) , inel sincronizator (3), butuc sincronizator tr. III-IV (4), siguranta (5), distantier (6), inel sincronizator (7), pinion treapta a III-a (8), distantier (9), siguranta (10), distantier (11), pinion treapta a II-a (12 ), distantier (13), siguranta (14), inel sincronizator (15), sincronizator tr. I-II (16), inel sincronizator (17), pinion treapta I (18).

Fig.21 Solutii constructive pentru arborele secundar

47

O vedere explodata a arborelui secundar impreuna cu treptele de viteza corespunzatoare rotilor dintate de pe acesta este prezentata in figura Fig. 22.

Fig.22 Solutii constructive pentru arborele secundar (vedere explodata)

Arborele secundar este prevzut cu caneluri pe care se monteaza sincronizatoarele pentru obtinerea treptelor prin roti dintate permanent angrenate. Rotile dintate de pe arborele secundar se rotesc libere ele fiind cuplate in procesul schimbarii treptelor prin intermediul sincronizatoarelor solidare cu arborele (Fig. 23).

Fig.23 Solutie constructiva pentru montarea rotilor dintate pe arborele secundar

48

In Fig. 24 se prezinta cazul in care roata dintata este montata pe arborele secundar prin intermediul unui rulment cu role-ace. Ungerea se realizeaza prin canalul 10 din interiorul arborelui.

Fig.24 Solutie constructiva pentru fixarea rotilor libere pe arborele secundar

Cuplarea treptelor cu sincronizatoare

Prin sincronizare se urmareste ca, nainte de cuplarea treptei, vitezele unghiulare ale rotilor ce urmeaza a fi in angrenare sa se egalizeze, astfel incit cuplarea acestora sa se faca fara socuri. Avantajele sincronizarii sunt urmatoarele: se elimina zgomotele, se mareste durabilitatea rotilor dintate, se usureaza conducerea prin micsorarea timpilor morti intre schimburile treptelor de viteze. Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare este prezentat in Fig. 25. Pinionul 1 al arborelui primar se afla in angrenare permanenta cu roata dintata 17 a arborelui intermediar. Roata dintata 7 este montata liber pe arborele secundar si este in angrenare permanenta cu roata dintata 18 a arborelui intermediar. Pinionul 1 si roata dintata 7 sunt executate dintr-o singura bucata cu coroanele dintate 2 si, respectiv 6 si sunt prevazute cu suprafete tronconice 13 si 14. Intre pinionul 1 si roata7, pe partea canelata a arborelui secundar, se afla mansonul 11 al sincronizatorului prevazut la exterior cu o dantura cu dinti drepti si cu trei crestaturi longitudinale 15 in care intra piedicile 3, avnd in mijloc un orificiu. Pe dantura exterioara a49

mansonului se gaseste dispusa coroana culisanta 10, prevazuta cu dantura interioara. Coroana este prevazuta la exterior cu un guler pentru furca de actionare 4, iar pe suprafata dintata interioara are un santulet inelar semicircular 8, in care intra bilele 5 ale dispozitivului de fixare. Aceste bile se gasesc sub actiunea arcurilor 19,dispuse in orificiile radiale ale mansonului

.

Fig.25 Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare

De ambele parti ale mansonului, pe suprafetele conice 13 si 14, se gasesc dispuse inelele de blocare din bronz 9, prevazute cu coroanele dintate 12, avind acelasi pas ca si coroanele dintate 2 si 6 din dantura interioara a coroanei 10. Partile frontale ale dintilor inelelor de blocare si ai coroanelor rotilor dintate, la partea dinspre manson, sunt tesite sub acelasi unghi ca si dintii interiori ai coroanei 10. In fiecare inel de blocare, la partea frontala dinspre manson, sunt executate 3 ferestre 16 in care intra capetele pastilelor 3. Datorita faptului ca partea centrala a pastilelor este asezata in crestaturile 15, iar partile laterale in ferestrele inelelor de blocare, mansonul si inelele se rotesc impreuna. Latimea ferestrelor 16 din inelele de blocare este mai mare dect latimea pastilelor 3 cu un joc putin mai mare decit jumatate din grosimea dintilor. Din acest motiv, inelele de blocare au posibilitatea unei deplasari unghiulare in raport cu mansonul, cu un unghi determinat de jocul dintre pastile si peretii laterali ai ferestrelor 16, dintii inelului se rotesc in raport cu dintii coroanei 10 cu o jumatate din grosimea lor mpiedicnd deplasarea coroanei in directia rotii dintate care urmeaza sa se cupleze. In aceasta consta actiunea de blocare al inelelor.

50

Functionarea sincronizatorului in vederea cuplarii unei trepte cuprinde mai multe etape. In continuare se prezinta functionarea sincronizatorului la cuplarea prizei directe. Sub actiunea momentului de frecare, se produce egalarea vitezelor arborelui secundar si pinionului 1 (care realizeaza prin cuplare priza directa). Pentru aceasta coroana si mansonul, solidarizate prin bilele 5, mpreuna cu pastile 3, se deplaseaza spre stnga cu ajutorul furcii 4. Pastilele, sprijinindu-se cu capetele de ferestre inelelui de blocare 9, apasa acest inel pe suprafata conica 13. Datorita frecarii care ia nastere intre suprafetele conice in contact, inelul de blocare se roteste in raport cu mansonul, in sensul rotirii rotii dintate 1, cat ii permite jocul dintre pastilele 3 si ferestrele 16 ale inelului. In urma rotatiei inelului de blocare, cu un sfert de pas, dintii inelului vin partial in dreptul dintilor coroanei 10, mpiedicnd deplasarea coroanei spre pinionul 1, pana cnd vitezele unghiulare ale pinionului 1 si a arborelui secundar nu se egaleaz. Efortul axial transmis de conducator asupra coroanei si mansonului se transmite inelului de blocare, care, apsnd asupra suprafetei conice 13, da nastere la o forta de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare. Dupa ce viteza de rotatie a arborelui primar si cea a inelului de blocare devin egale, componenta tangentiala a fortei de apasare dintre tesiturile dintilor coroanei si ai inelului devine suficienta pentru a roti inelul de blocare in sens opus rotatiei arborelui primar. La rotirea inelului de blocare, chiar cu un unghi mic, dintii coroanei intra in angrenare cu dintii inelului de blocare, iar interactiunea dintre tesiturile dintilor inceteaza, si cu aceasta frecarea dintre suprafetele conice ale inelului de blocare si ale arborelui primar. In aceasta situatie, coroana 10 se poate deplasa in lungul mansonului dupa invingerea fortei arcurilor 17, prin mpingerea bilelor in lacasul de placute, iar dantura ei va angrena cu dantura 2 a rotii 1, cuplnd treapta fara soc si fara zgomot.

Fig.26 Fazele procesului de sincronizare ale sincronizatorului conic cu inertie cu inele de blocare

Sincronizatorul cu servoefect (Fig. 27) a fost patentat de firma Porsche si el asigura solidarizarea la rotatie a rotilor dintate 3 si 10 cu arborele 4. Fiecare roata are fixata pe ea cate o51

piesa de cuplare 8 cu dantura exterioara. Pe corpul cilindric al acestor piese se monteaza cate un segment elastic 2 (inelul sincronizatorului), asigurat axial cu un inel de siguranta 15 si pozitionat pe piesa de cuplare 8 prin pintenul 16 care intra in fanta segmentului. Suprafata exterioara a segmentilor elastici este profilata, fiind compusa dintr-o suprafata conica racordata la o suprafata cilindrica. Butucul 6 al sincronizatorului este montat pe canelurile arborelui 4 si are la exterior trei ghidaje 7 pe care poate culisa mansonul 1 daca este comandat de furca. Pe interiorul mansonului este prelucrata dantura de cuplare intrerupta in trei locuri de locasurile 11 pentru ghidajele butucului. Diametrul interior al mansonului este mai mic decat diametrul exterior al inelelor elastice. La inceputul cuplarii sub actiunea furcii de comanda, mansonul 1 se deplaseaza spre pinion si intra in contact cu portiunea conica a segmentului elastic 2 determinand comprimarea acestuia si aparitia unui moment de frecare intre inelul solidar la rotatie cu roata prin piesa 8 si dintii mansonului. Fortele de frecare care apar actioneaza in sensul deschiderii segmentului; se mareste momentul de frecare si se impiedica deplasarea mansonului in sensul cuplarii cu dantura piesei 8. Sincronizatorul prezinta astfel un efect de autoamplificare, mentinut pana la egalizarea vitezelor unghiulare ale rotii si arborelui care se produce foarte rapid. Dupa egalizarea acestor viteze unghiulare, mansonul poate comprima inelul care intra in santul central a danturii mansonului si se produce cuplarea, mansonul fiind mentinut in aceasta pozitie de elasticitatea inelului si impiedicandu-se decuplarea accidentala a treptei.

Fig.26 Sincronizatorul cu servoefect (Porsche) 52

Rotile dintate folosite atat la arborele primar cat si la cel intermediar sunt roti dintate cu dantura inclinata (Fig. 27). In general, rotile dintate ale treptelor inferioare (cu diametru mic) fac corp comun cu arborele, iar rotile dintate ale treptelor superioare sunt confectionate separat si se monteaza pe rulmenti cu role ace pe arbore.

`

Fig.27 Tipuri de roti dintate folosite la schimbtorul de viteze

53

Comanda treptelor se realizeaza prin intermediul unor leviere (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda interna). Comanda directa cu maneta asezata pe capacul schimbatorului de viteze este reprezentata in Fig. 28. Maneta este prevazuta cu articulatia sferica 8,pentru a putea oscila in locasul sferic 7 al cutiei de viteze,cu scopul executarii operatiilor de cuplare a treptelor. In capacul 7 pot culisa tijele 5 si 6,pe care sunt fixate furcile 4 si,respectiv 3. Aceste furci au niste locasuri in forma de U, in care intra capatul inferior al manetei 1. Fiecare furca poate comanda succesiv doua trepte. Articulatia sferica 8 este apsata in locasul sau de arcul 2.

Fig.28 Ansamblul comenzii directe cu maneta asezata pe capacul schimbtorului de viteze

Pentru cuplarea unei trepte, conducatorul deplaseaza maneta 1, in plan transversal, in dreapta sau stnga (sagetile A-A), astfel incat capatul inferior al manetei sa intre in locasul in forma de U al tijei 5, respectiv 6. Apoi, prin deplasarea manetei in plan longitudinal, nainte sau inapoi (sagetile B-B), tija culiseaza si deplazeaza odata cu ea furca pe care o poarta, cuplnd treapta corespunzatoare. Rezulta ca, pentru cuplarea unei trepte, sunt necesare doua operatii: selectarea (alegerea) treptei si cuplarea propriu-zisa a treptei54

Ansamblul comenzii externe este situat la partea superioara a cutiei de viteze prinderea sa pe carterul mecanisme realizndu-se prin intermediul unor suruburi (22). Aceasta comanda este formata din levierul (2) si bieleta sa (24) ce asigura deplasarea axiala a axului de comanda (Fig.29).

Fig.29 Ansamblul comenzii externe a treptelor schimbtorului de viteze

Ansamblul comenzii interne pentru fiecare treapta de viteza in parte este prezentat in Fig. 30. De asemenea, tot in aceasta figura sunt incluse si vor fi prezentate mai pe larg mai jos si sistemele de siguranta si anume mecanismul de fixare si sistemul de blocare.

55

Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor si este prezentat in Fig. 31. La automobile, dispozitivele de fixare cele mai raspindite sint cele cu bile.

Fig.31 Dispozitivul de fixare Fig.30 Ansamblul comenzii externe a treptelor schimbtorului de viteze

56

Pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta 3, are pe partea superioara trei locasuri semisferice in care intra bila 1, apasata de arcul 2. Locasurile extreme ale tijei 3 corespund celor doua trepte pe care le realizeaza furca respectiva, iar cel din mijloc pozitiei neutre. Distantele dintre aceste locasuri trebuie astfel alese incit bila 1 sa nu permit deplasarea de la sine a tijei culisante 3 datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator. Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte. In Fig. 32 este prezentata schema de functionare a dispozitivului de blocare a treptelor unei cutii de viteze cu patru trepte. Zavorirea treptelor de viteza se obtine prin practicarea unui locas lateral in fiecare tija 2, astfel incit boltul (zavorul) 1 sa impidice cuplarea simultana a doua trepte. Unele scheme de organizare prevad in locul boltului 1, cite doua bile.

Fig.32 Solutie constructiva a dispozitivului de blocare

Tijele culisante extreme 1 si 5 sint prevazute in plan orizontal pe partea interioara cu cite un locas semisferi. Tija centrala 3 este prevazuta in plan orizontal cu cite doua locasuri semisferice. In dreptul locasurilor, tija centrala este prevazuta cu un orificiu in care se monteaza stiftul 4, intre tijele extreme si tija centrala se gasesc cite doua bile (zavoare) 2 si 6. In pozitia neutra, toate locasurile se afla pe aceeasi linie, iar intre bile si locasuri exista un joc mic. Daca se deplaseaza tija centrala ea va actiona asupra bilelor 2 si 6, care vor iesi din locasurile ei, si le va obliga sa intre in locasurile tijelor 1 si 5. Astfel, tijele extreme 1 si 5 se vor zavori sin u se vor elibera pina cind tija centrala 3 este readusa in pozitia neutra.57

In cazul deplasarii tijei extreme 1 se va actiona asupra bilelor 2, scotindu-le din locasul e isi obligindu-le sa inter in locasul tijei centrale 3. In momentul in care bilele 2 au intrat in locasul tijei centrale, ele vor deplasa stiftul 4 din locas in locasul din cealalta parte a tijei 3. Prin aceasta deplasare, stiftul 4 va deplasa bilele 6 sa intre in locasul tijei 5. In acest fel, tijele 3 si 5 sint zavorite in pozitia neutra: Prin deplasarea tijei 5 se vor zavori tijele 1 si 3. O alta solutie constructiva pentru dispozitivul de blocare este prezentata in Fig. 33.

Fig.33 Solutie constructiva a dispozitivului de blocare pentru treapta de mers inapoi

Dispozitivul de blocare pentru mers napoi este realizat sub forma scoabei 2 apsata in jos de arcul1. Maneta 3 nu poate intra in locasul tijei culisante a mersului inapoi decat dupa ridicarea scoabei 2 cu ajutorul mnerului 4 si a tijei 5 deasupra umrului furcii respective. Blocarea axelor de comanda se poate face si prin intermediul unor stifturi cilindrice 16 (Fig.35), stifturi ce se gasesc in orificii din carterul ambreiaj-diferential. Ansamblul de elemente 4 din Fig.34 reprezinta dispozitivul LOCTEAU ce nu permite cuplarea accidentala a treptei de mers inapoi atunci cand se trece din treapta a V-a in treapta a IV-a .

58

Fig.34 Dispozitiv de blocare cu stifturi cilindrice si dispozitivul LOCTEAU

Carterul mecanisme In Fig.35 se prezinta carterul mecanisme (1) al C.V. impreuna cu elementele ce se monteaza pe acesta. Capacul din tabla ambutisata (8) prevzut cu garnitura din cauciuc (7) asigura spatiul necesar treptei corespunztoare acelei pozitii din schimbtorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se monteaza pe carterul schimbatorului de viteze. prin intermediul a trei suruburi (9), si este prevzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion arbore primar. RENIFLARDUL (3) prevazut cu furtunul (2) are rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodat acest element din masa plastica asigura si legtura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbtorului de viteze.59

Fig.35 Carterul mecanisme

Jgheabul din material plastic (13) se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si are rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la interiorul arborelui primar . Busonul (6) din material plastic prevazut cu garnitura (5) ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia. In Fig.35 se mai disting: - contactorul pentru mersul inapoi (12) - suruburile pentru asamblarea carterului mecanisme cu carterul ambreiaj-diferential (10) - buce de centrare ale carterelor (4 si 11)60

Carterul ambreiaj - diferential Carterul ambreiaj-diferential (1) din Fig. 36 este realizat din aluminium turnat sub presiune.

Fig.36 Carterul ambreiaj - diferential

La partea anterioara a carterului avem ansamblul rulment de presiune tub de ghidare (2), ansamblu ce se fixeaza pe carter prin intermediul a doua suruburi (3). La partea inferioara avem in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica (6) ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare remontare. Tot la partea inferioara a carterului avem busonul de golire (4) prevazut cu garnitura de etansare (5).

61

Capacul spate poate conine urmtoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj 1, palierul axului de comand al schimbatorului de viteze 2, levierul basculant mpreun cu degetul cuttor 3, tachetul unei trepte de viteza. Pentru unele schimbtoare de viteze capacul spate mai poate conine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui secundar mpreun cu simeringul su de etanare. O varianta de capac spate este prezentata in Fig. 37.`

Fig.37 Capacul spate al schimbtorului de viteze

3.4

Alegerea justificata a solutiilor constructive pentru schimbatorul de viteze ce se proiecteaza

Schimbtorul de viteza ales este de tip monobloc i nglobeaz n aceeai carcas i diferenialul. Transmisia este dispusa transversal mpreuna cu motorul si din acest motiv se alege schimbtorul de viteza de tipul celor cu 2 arbori cu 5 trepte de viteza, treapta a patra fiind cea de pseudo priza directa. Mecanismul reductor se compune din doi arbori: primar si secundar si un carter. Transmiterea momentului motor intre cei doi arbori se va face cu ajutorul mai multor perechi de roti dinate. Arborele primar se va rezema pe doi rulmeni, numai unul dintre acestia va prelua forte axiale, celalalt aavand posibilitatea sa se deplaseze axial. Se prefera cazul in care avem un rulment cilindric cu bile n partea dinspre ambreiaj (inelul interior este presat pe arbore) si un rulment cilindric cu role n partea dinspre capacul schimbatorului pentru a putea prelua fortele axiale.

62

Lagarul din fata al arborelui este dispus in volantul motorului fiind un lagr cu rulmenti radiali, rulmentul putndu-se sprijini doar in volant, solutie preferata deoarece este mai usor de realizat tehnologic.

Lagrul din spate al arborelui ce se gaseste in carterul schimbtorului de viteze si preia si forte axiale se alege a fi un lagr cu rulmenti radiali cu bile, deoarece este una dintre solutiile cele mai des ntlnite la acest tip de automobil. De asemenea se prefera solutia la care inelul exterior al rulmentului, pentru a prelua forte axiale, este fixat in ambele sensuri cu ajutorul unui inel elastic si al unei flanse. Prin strngerea flansei de carcasa se fixeaz si inelul exterior. Asigurarea concentricitatii capacului cu arborele primar care serveste si la ghidarea mansonului de decuplare a ambreiajului, se realizeaz tot prin centrarea pe inelul exterior al rulmentului. Inelul interior al rulmentului se fixeaz pe arborele primar sprijinindu-se in dreapta pe umarul arborelui, iar in stnga este strns cu ajutorul unei piulite de exemplu cu caneluri care se asigura cu o siguranta. Se prevede de asemenea un manson din cauciuc care va servi la etansarea schimbtorului de viteze. La schimbtorul de viteze cu trei arbori ales, arborele secundar se va sprijini cu partea anterioara pe un rulment cu role ace montat in partea posterioara a arborelui primar.

Arborele secundar al schimbtorului de viteze se sprijin cu partea anterioara pe arborele primar, iar cu partea posterioara in carterul schimbtorului de viteze. Lagrul anterior al arborelui secundar se alege un lagr cu rulmenti role-ace fara inel interior si exterior pentru un gabarit cat mai redus. Arborele secundar va fi prevzut cu caneluri pe care se monteaza sincronizatoarele pentru obtinerea treptelor prin roti dintate permanent angrenate. Rotile dintate de pe arborele secundar se rotesc libere ele fiind cuplate in procesul schimbarii treptelor prin intermediul sincronizatoarelor solidare cu arborele.

Sincronizatoarele ce se vor folosi sunt de tip conic cu inertie, cu inele de blocare marca BORG-WARNER deoarece aceste au o fiabilitate si o calitate a fabricatiei dovedita si sunt de asemenea si cele mai folosite tipuri de sincronizatoare pentru acest tip de schimbator de viteze. Astfel vom avea cate un sincronizator pentru fiecare pereche de trepete si anume pentru perechile de trepte: 2+1, 5+3, pentru marsarier si pentru treapta a patra aceasta din urma fiind treapta de priza directa. Astfel avem 5 trepte sincronizate pentru mersul nainte i o treapt sincronizat pentru mersul napoi astfel incat se elimina zgomotele de functionare, se mareste durabilitatea

63

rotilor dintate si se usureaza conducerea prin micsorarea timpilor morti intre schimburile treptelor de viteze. Comanda treptelor se face manual. Comanda treptelor se va realiza prin intermediul unui levier (comanda externa) si prin intermediul furcilor si tijelor culisante (comanda interna). Comanda directa se va realiza prin intermediul unei manete asezata pe capacul schimbatorului de viteze. Dispozitivul de fixare a treptelor ce exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor si asigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor se alege cel cu bile deoarece este cel mai des utilizat mecanism de acest fel. Astfel nu se va permite deplasarea de la sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci numai sub efortul depus de conducator. Dispozitivul de blocare a treptelor ce exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor trepte. Blocarea axelor de comanda se va face prin intermediul unor stifturi cilindrice, stifturi ce se gasesc in orificiile din carterul ambreiaj-diferential. De asemenea se va folosi si dispozitivul LOCTEAU ce nu permite cuplarea accidentala a treptei de mers inapoi atunci cand se trece din treapta a V-a in treapta a IV-a . Carterul mecanisme va fi format dintr-un capac din tabla ambutisata prevzut cu ogarnitura din cauciuc ce asigura spatiul necesar treptei corespunztoare acelei pozitii din schimbtorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se va monta pe carterul schimbatorului de viteze. prin intermediul a trei suruburi, si va fi prevzut la interior cu un jgheab colector de ulei si o conducta ce asigura ungerea ansamblului pinion arbore primar.Reniflardul va fi prevazut cu un furtun ce va avea rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme. Totodat acest element din masa plastica va asigura si legtura cu atmosfera pentru a se evita aparitia suprapresiunii in interiorul schimbtorului de viteze. De asemenea se prevede si un jgheab din material plastic ce se clipseaza pe interiorul carterului la partea superioara a acestuia si care va avea rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la interiorul arborelui primar. Ansamblul va fi completat de un busonul din material plastic prevazut cu o garnitura ce vor ajuta la verificarea nivelului de ulei si la completarea acestuia. Carterul ambreiaj - diferential va fi realizat din aluminium turnat sub presiune. La partea anterioara a carterului vom avea ansamblul rulment de presiune tub de ghidare, ansamblu ce se fixeaza pe carter prin intermediul a doua suruburi. La partea inferioara va fi prevazut in interiorul schimbatorului de viteze o rondela magnetica ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si provenite in urma procesului de uzare, dar si la o serie de operatii ale proceselor de montare remontare. Tot la partea inferioara a carterului vom avea busonul de golire ce va fi prevazut cu o garnitura de etansare. Capacul spate poate va conine in functie de conditiile tehnologice urmtoarele elemente: ansamblul pinionului de kilometraj, palierul axului de comand al schimbatorului de viteze. De64

asemenea capacul spate va mai putea conine palierul cu cel de-al treilea rulment al arborelui secundar mpreun cu simeringul su de etanare.

Capitolul IV

Stabilirea schemei de organizare a schimbtorului de viteze si determinarea numrului de dinti pentru rotile dintate

4.1 Stabilirea schemei de organizare a schimbtorului de viteze

Pe baza concluziilor de la capitolul al treilea se realizeaza scema cinematica a schimbtorului de viteze ales. In aceasta schema nu este reprezentat mersul inapoi. Schema este prezentata in Fig. 38.

65

5

3 4

2

1

S3

S2

S1

i0

Fig.38 Schema cinematica a schimbtorului de viteze

Cu indicii 1,2,3,4,5 s-au notat treptele de viteza, iar cu S1, S2, S3 s-au notat sincronizatoarele corespunzatoare treptelor de viteza 2-1, 4-3, si treapta a 5-a. Pe baza unor masuratori de laborator, s-au stabilit constructiv dimensiunile componentelor schimbatorului de viteze si anume: latimea unei roti dintate = 15 mm; latimea unui sincronizator = 30 mm; distanta dintre doua roti dintate consecutive = 3 mm; latimea unui lagar = 30 mm;

66

Cu ajutorul acestor dimensiuni s-au facut calculele aproximative ale dimensiunilor arborilor primar si secundar si astfel au rezultat (Fig. 39): lungime arbore primar = 290 mm; lungime arbore secundar = 230 mm;

Fig.38 Dimensiunile arborilor primar si secundar si distantele dintre rulmentii arborilor

4.2 Determinarea numarului de dinti pentru rotile dintateSe noteaza cu zp1,2,..5 numerele de dinti ale rotilor dintate ce se gasesc pe arborele primar, iar cu zs1,2,..5 numerele de dinti ale rotilor dintate ce se gasesc pe arborele secundar. Cunoscand67

rapoartele de transmitere ale schimbatorului de viteze se poate efectua dimensionarea transmisiei principale.

4.2.1 Predeterminarea modulului rotilor dintate si a distantei dintre axe Modulele rotilor dintate se determina functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis. O valoare aproximativa a modulului rotilor dintate se poate determina cu ajutorul diametrului pitch (DP) si anume m = . Avand in vedere ca momentul maxim ce trebuie transmis este de 334 Nm si ca toate rotile dintate au dantura inclinata rezulta diametrul pitch DP = 10. Astfel , modulul este 2.54. Din STAS 6012-81 se alege ca modul al rotilor dintate valoarea: mn = 2, deoarece se doreste o distanta intre arbori cat mai mica, ceea ce va duce la o foarte buna compactitate a schimbatorului de viteze. Se presupune in continuare ca toate rotile dintate ce intra in calculul schimbatorului de viteze au acelasi modul. Distanta dintre axe se calculeaza cu ajutorul relatiei: aw = mn* ,j=1,2,,N;

Pentru compactitate maxima se alege zp = zp min. Numarul minim de dinti se poate alege fie egal cu 14, fie egal cu 17 in functie de tipul danturii (corijata sau necorijata). Se alege numarul minim de dinti zp1 min = 14 dinti. Pentru rotile primei trepte se adopta unghiul minim de inclinare recomandat si anume 20o. Cu ajutorul raportului de transmitere is1 se calculeaza numarul de dinti ai rotii dintate de pe arborele secundar, zs1 cu relatia generala: isj =

Rezulta astfel: zs1 = is1*zp1 = 4.17 * 14 = 58.38 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zsj si zpj sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs1 = 59 dinti. Astfel se calculeaza distanta dintre axe si rezulta: aw = mn* = 2* = 78 mm;

Cunoscand distanta dintre axe aw = 78 mm si punand conditia ca aceasta distanta sa ramana pentru toate treptele schimbatorului de viteze constanta se calculeaza cu ajutorul68

rapoartelor de transmitere numerele de dinti pentru restul de trepte ramase, modelarea facandu-se dupa valorile unghiului . Pentru treapta a II-a raportul de transmitere este: is2 = 2.54. Se alege zp2 = 21 dinti si rezulta astfel: zs2 = is2*zp2 = 2.54 * 21 = 53.34 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs2 si zp2 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs2 = 53 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a II-a si anume:2

= arccos

= arccos

= 18.42o.

Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1.55. Se alege zp3 = 29 dinti si rezulta astfel: zs3 = is3*zp3 = 1.55 * 28 = 44.95 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs3 si zp3 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs3 = 45 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume:3

= arccos

= arccos

= 20.6o.

Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 0.95. Se alege zp4 = 37 dinti si rezulta astfel: zs4 = is4*zp4 = 0.95 * 37 = 35.15 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs4 si zp4 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs4 = 35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a IV-a si anume:4

= arccos

= arccos

= 22.6o.

69

Pentru treapta a V-a raportul de transmitere este: is5 = 0.65. Se alege zp5 = 44 dinti si rezulta astfel: zs5 = is5*zp5 = 0.65 * 44 = 28.6 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs5 si zp5 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs5 = 29 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a V-a si anume:5

= arccos

= arccos

= 20.6o.

Suma numerelor de dinti pentru fiecare treapta in parte, treptele fiind in ordine crescatoare, este urmatoarea: 73(I), 74(II), 73(III), 72(IV), 73(V).

4.3.2 Determinarea valorilor reale ale rapoartelor de transmitere si trasarea diagramei fierastrau reale Cunoscandu-se numerele de dinti pentru fiecare roata dintata in parte se pot calcula valorile reale ale rapoartelor de transmitere, precum si erorile fata de valorile teoretice determinate anterior. Astfel:- pentru treapta I valoarea reala a raportului de transmitere este: is1 = - pentru treapta a II-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is2 = - pentru treapta a III-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is3 = - pentru treapta a IV-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is4 = - pentru treapta a V-a valoarea reala a raportului de transmitere este: is5 =

4.21; 2.52; 1.55; 0.94; 0.66;

Erorile se calculeaza cu formula: erori pentru fiecare raport de transmitere:

*100 [%]. Astfel, rezulta urmatoarele

70

- pentru treapta I - pentru treapta a II-a - pentru treapta a III-a - pentru treapta a IV-a - pentru treapta a V-a

*100 = 0.95 %; *100 = 0.8 %; *100 = 0 %; *100 = 1.05 %; *100 = 1.5 %;

Pentru trasarea diagramei ferstru se determina viteza inferioara si cea superioar pentru fiecare treapta de vitez cu ajutorul formulelor urmtoare. De asemenea se au in vedere urmtoarele :

- n = 2200 min -1 ; - n = 4000 min -1; - i0 = 2.78 ; - rr = 307.5 mm

Vj = 0.377 rr Vj = 0.377 rr

,

j= 1,2,3,.,N j= 1,2,3,.,N

- pentru prima treapta de vitez rezult:

71

V1 = 0,377* 0.3075 * V1 = 0,377* 0.3075 *

= 21.8 km/h 39.6 km/h

- pentru a doua treapta de vitez rezult:

V2 = 0,377* 0.3075 * V2 = 0,377* 0.3075 * - pentru a treia treapta de vitez rezult:

= 39.6 km/h = 72 km/h

V3 = 0,377* 0.3075 * V3 = 0,377* 0.3075 *

= 72 km/h = 131 km/h

- pentru a patra treapta de vitez rezult:

V4 = 0,377* 0.3075 * V4 = 0,377* 0.3075 *

= 131 km/h = 238 km/h

- pentru a cincea treapta de vitez rezult:

V5 = 0,377* 0.3075 *

= 238 km/h

72

V5 = 0,377* 0.3075 *

= 433 km/h

Diagrama fierastrau reala este prezentata in Fig.39.

Fig. 39 Diagrama ferstru reala

Pentru fiecare treapta de vitez se calculeaz diferena = Vj Vj+1 ,unde Vj reprezint viteza superioar in treapta j, iar Vj+1 reprezint viteza inferioar in treapta j+1.73

- pentru treptele I - II de vitez rezult - pentru treptele II - III de vitez rezult - pentru treptele III - IV de vitez rezult - pentru treptele IV- V de vitez rezult

= 39.6 - 39.6 = 0 km/h; = 72 - 72 = 0 km/h; = 131 - 131 = 0 km/h; = 238 - 238 = 0 km/h

4.4 Definirea rotilor de mers inapoi

Solutia de treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile constructive ale schimbtorului de viteze , precum si de raportul de transmitere necesar pentru obtinerea unei forte de tractiune suficient de mare si a unei viteze reduse de deplasare a automobilului pentru a da posibilitatea unei manevrari corecte. In cazul schimbtoarelor de viteze cu 5 trepte, pentru obtinerea treptei de mers inapoi se utilizeaz un pinion suplimentar montat liber pe arborele de mers inapoi si care se roteste simultan cu un pinion de latime mai mare de pe arborele primar. Pentru cuplarea treptei de mers inapoi se introduce in angrenare pinionul pentru mers napoi astfel incat el sa angreneze cu roata dintata de pe arborele secundar (Fig. 40).

74

Fig. 40 Realizarea mersului inapoi

Raportul de transmitere va fi: isR = ,

, unde zpR reprezinta numarul de dinti ai rotii de pe arborele primar, zR, numarul de dinti ai pinionului de pe arborele pentru mers inapoi, iar zsR numarul de dinti ai rotii de pe arborele secundar. Pentru modelele similare s-au gasit in literatura diferite valori apropiate ale raportului de transmitere pentru treapta de mers inapoi cuprinse intre 3.30 si 3.40. Se considera modulul rotilor dintate ca fiind acelasi si anume mn = 2. Se alege ca raport de transmitere valoarea de 3.35. Se alege zpR = 14 dinti si rezulta zsR = 14*3.35 = 46.9. Se alege zsR = 47 dinti si rezulta raportul de transmitere pentru treapta de mers inapoi isR = 3.35.

75

P

I

S

Fig. 41 Distantele dintre arborele primar, arborele secundar si arborele pentru roata dintata intermediara pentru realizarea mersului inapoi

Capitolul V76

Calculul si proiectarea mecanismului reductor

5.1 Calculul si proiectarea rotilor dintate

Materialul rotilor dintate ce se proiecteaza se alege a fi un otel inalt aliat, cu limite de rezistenta ridicate si care are de asemenea un tratament termic corespunzator. Se alege astfel otelul aliat 18MoCrNi13 cu tratament termic de cementare avand duritate minima a miezului dintilor de 220 HB si duritate minima a flancului dintilor de 55 HRC, de asemenea limita de curgere este = 1050 N/mm2, limita la rupere prin oboseala = 400 N/mm2, iar limita de oboseala superficiala(pitting) = 1500 N/mm2.

5.1.1 Calculul danturii la toate solicitarile pentru perechea de roti dintate corespunzatoare treptei a III-a de viteza Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1.55. S-a ales in capitolul IV zp3 = 29 dinti si a rezultat zs3 = 45 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume:3

= arccos

= arccos

= 20.6o.

Pentru calculul danturilor la toate solicitarile avem nevoie de o parte din elementele geometrice ale angrenajului cilindric. Detalierea calculelor ce conduc la obtinerea rezultatelor ce urmeaza se regaseste cuprinsa in Anexa A9 A12. Se calculeaza astfel: - corijarea angrenajului;- modulul frontal al rotilor dintate: mf = 2.13; - diametrele de divizare ale celor doua roti dintate: Dd1 = 61.77 mm;

Dd2 = 95.85 mm;- diametrele interioare si exterioare: Di1 = 57.21 mm;

Di2 = 87.97 mm;77

De1 = 66.21 mm; De2 = 96.97 mm;- latimea rotilor dintate: B1 = 40 mm;

B2 = 37 mm;

Se calculeaza apoi fortele din angrenare:

- forta tangentiala: Ft = 10.8*103 N; - forta radiala: Fr = 4205 N; - forta axiala: Fa = 4063 N;

Urmeaza apoi calculul de verificare a angrenajului:

- rupere prin oboseala la baza; - oboseala superficiala (pitting); - calculul danturii la incovoiere dupa metoda lui Lewis mixta;

5.1.2 Calculul danturii la toate solicitarile pentru perechea de roti dintate corespunzatoare treptei a IV-a de viteza Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 0.95. Se alege zp4 = 37 dinti si rezulta astfel: zs4 = is4*zp4 = 0.95 * 37 = 35.15 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs4 si zp4 sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege zs4 = 35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a IV-a si anume:4

= arccos

= arccos78

= 22.6o.

Pentru calculul danturilor la toate solicitarile avem nevoie de o parte din elementele geometrice ale angrenajului cilindric. Detalierea calculelor ce conduc la obtinerea rezultatelor ce urmeaza se regaseste cuprinsa in Anexa A13 A16. Se calculeaza astfel: - corijarea angrenajului;- modulul frontal al rotilor dintate: mf = 2.13; - diametrele de divizare ale celor doua roti dintate: Dd1 = 78.81 mm;

Dd2 = 74.55 mm;- diametrele interioare si exterioare: Di1 = 72.97 mm;

Di2 = 66.87mm; De1 = 81.97 mm; De2 = 75.87 mm;- latimea rotilor dintate: B1 = 50.3 mm;

B2 = 47.3 mm;

Se calculeaza apoi fortele din angrenare:- forta tangentiala: Ft = 8.96*103 N; - forta radiala: Fr = 3532 N; - forta axiala: Fa = 3730 N;

Urmeaza apoi calculul de verificare a angrenajului:

- rupere prin oboseala la baza; - oboseala superficiala (pitting); - calculul danturii la incovoiere dupa metoda lui Lewis mixta;

79

In anexele A17 A21 se calculeaza elementele geometrice ale fiecarei perechi de roti dintate corespunzatoare treptelor I, II si V, precum si fortele ce apar in angrenajul corespunzator acestor trepte de viteza. Principalele dimensiuni ale tuturor rotilor dintate sunt prezentate in tabelul de mai jos:

Tab.14 Elemente geometrice principale ale rotilor dintate

Arbore Primar

Roata dintata

Numar de dinti

Modul [mm]

Diametrul de divizare [mm] 29.82 44.73 61.77 78.81 93.72

Diametrul interior [mm]

Diametrul exterior [mm] 34.22 49.21 66.21 81.97 98.2

[0]

I II III IV V Secunda r I II III IV V

14 21 29 37 44

2 2 2 2 2

25.22 40.21 57.21 72.97 89.2

20 20.6 22.6 20.6

59 53 45 35 29

2 2 2 2 2

125.67 112.89 95.85 74.55 61.7

117.87 105.06 87.97 66.87 53.86

126.87 114.06 96.97 75.87 62.86

20 18.42 20.6 22.6 20.6

Se trece apoi la dimensionarea arborilor primar si secundar pentru treptele de viteza III si IV. Dimensionarea se face pe baza celei de-a treia teorii de rezistenta si de asemena se considera o rezistenta maxima la solicitare compusa: = 500 N/mm2. Astfel, din anexele A22 A25 rezulta: diametrul arborelui primar pentru treapta a III-a de viteza: d = 25 mm; diametrul arborelui secundar pentru treapta a III-a de viteza: d = 28.2 mm; diametrul arborelui primar pentru treapta a IV-a de viteza: d = 24.5 mm; diametrul arborelui secundar pentru treapta a IV-a de viteza: d = 27.3 mm;80

Se calculeaza apoi reactiunile in lagare pentru fiecare treapta de viteza in parte si de asemenea pentru fiecare arbore al schimbatorului de viteze. Calculul se continua apoi cu determinarea sagetii si a rotirii arborilor primar si secundar pentru treptele de viteza III si IV, acestea incadrandu-se in limitele admisibile (s-a considerat cazul cel mai defavorabil cand reazemele arborilor erau dispuse catre extremitatile acestora). Urmeaza apoi calculul pentru alegerea rulmentilor pentru arborele primar alegandu-se pentru lagarul dinspre motor al arborelui un diametru al acestuia de 20 mm si se alege un rulment cu role cilindrice avand caracteristicile urmatoare:

Tab.15 Caracteristicile rulmentului cu role cilindrice al arborelui primar

d [mm] 20

D [mm] 52

B [mm] 15

C [kN] 35.5

C0 [kN] 26

Fig. 42 Rulmentul cu role cilindrice al arborelui primar 81

Pentru lagarul din spate al arborelui se alege de asemenea tot un diametru d = 20 mm, dar rulmentul este unul cu doua randuri de bile avand caracteristicile urmatoare:

Tab.16 Caracteristicile rulmentului cu doua randuri de bile al arborelui primar

d [mm] 20

D [mm] 52

B [mm] 21

C [kN] 23.4

C0 [kN] 16

82

Fig. 43 Rulmentul cu doua rnduri de bile al arborelui primar

83

Capitolul VI

Proiectarea puntii si a suspensiei fata

6.1 Studiul solutiilor constructive si prezentarea a doua solutii constructive pentru puntea din fata

Tipul de automobile impus prin tema de proiect este monovolum cu 5 sau 7 locuri. La acest tip de automobile, pentru puntea fata care este si punte motoare se foloseste ca si tip de punte puntea MacPherson. Aceasta are urmatoarele avantaje care o fac doarte folosita la acest tip de automobile, si anume: simplitate constructiva (numar redus de brate si de articulatii); masa nesuspendata redusa; ghidare buna a rotii (variatie redusa a ecartamentului si a caderii rotii); spatiu transversal larg intre roti care permite amplasarea transversala a grupului motortransmisie; permite dispunerea coaxiala a arcului, amortizorului si a tamponului elastic limitator de cursa care poate fi conceput si ca arc suplimentar.

De asemenea exista si unele dezavantaje, dar care nu sunt majore in ceea ce priveste solutia constructiva aleasa. Dintre dezavantale se mentioneaza: constructie complicata si solicitari suplimentare pentru amortizor;84

-

articulatia grupului elastoamortizor al suspensiei cu masa suspendata are o constructie complicata;

In cele ce urmeaza se vor studia doua variante constructive ale puntii fata motoare tip McPherson cu referiri la solutiile constructive si alese si la particularitatile acestora. Prima punte motoare ce se analizeaza este puntea motoare fata de la automobilul tip monovolum si anume Ford Focus C-Max (Fig. 44).

Fig. 44 Punte motoare fata McPherson cu brat triunghiular nesimetric inferior (Ford Focus C-Max)

Se remarca urmatoarele particularitati constructive: bratul inferior are forma de trunghi cu latrurile nesimetrice (alungite spre spate) realizat din piese ambutisate din tabla asamblate prin sudare electrica si rezistiva, articulatiile fiind demontabile. Grinda suport se prezinta sub forma unui cadru pe care este articulat bratul inferior prin doua articulatii cilindrice spre partea centrala a puntii, iar la partea corespunzatoare fuzetei prin doua articulatii sferice. Mecanismul de actionare a directiei cu pinion-cremaliera este dispus in spatele si dedesubtul axei rotilor si este montat pe grinda suport care are o constructie compacta. Bara stabilizatoare de forma literei85

U este articulata cilindric elastic de grinda suport si prin intermediul unei bielete lungi de fuzeta de constructie sudata asamblata cu butucul rotii. Articulatia axiala intre culisa oscilanta (blocul elasto-amortizor) si pasajul rotii este prevazuta cu un rulment axial cu bile prevazut intre armatura de jos a articulatiei si talerul superior al arcului. La bracare tija amortizorului este fixa , iar arcul impreuna cu tubul amortizorului si cu fuzeta se rotesc. Se reuseste astfel filtrarea comuna a vibratiilor provenite de la amortizor si arc.

In Fig. 45 se poate observa forma flansei de prindere a culisei oscilante de caroserie, flansa care are o forma de triunghi isoscel si care se fixeaza prin intermediul a trei suruburi. De asemena se poate observa si articulatia elastica a barei stabilizatoare si articulatia cilindrica a bratului triunghiular nesimetric. Inaltimea arcului elicoidal este redusa si permite , mpreuna cu restul blocului elasto-amortizor obtinerea unui spatiu transversal larg intre roti pentru amplasarea transversala a grupului moto-propulsor. Se pot observa de asemena si suportii motorului prevazuti cu elemente elastice de sustinere si ghidare acestia fiind situati in spatele puntii motoare.

86

Fig. 45 Particularitati constructive ale puntii

87

Fig. 46 Dispunerea rulmentului axial si efectele acestei dispuneri

In Fig. 47 se prezinta componentele blocului elasto-amortizor (culisa oscilanta) si anume: 1 piulita strangere amortizor; 2 disc profilat; 3 garnitura de etansare; 4 flansa rulmentului 5 (palier elastic oscilant); 5 rulment axial; 6 taler superior arc; 7 arc elicoidal; 8 tampon limitator; 9 burduf de protectie; 10 amortizor.

88

Fig. 47 Componentele blocului elasto-amortizor (culisa oscilanta) 89

A doua punte motoare ce se analizeaza este puntea motoare fata de la automobilul tip monovolum si anume VW Sharan (Fig. 48). Se remarca urmatoarele particularitati constructive: bratul inferior are forma de trunghi cu latrurile nesimetrice (alungite spre spate) realizat din piese ambutisate din tabla asamblate prin sudare electrica si rezistiva, articulatiile fiind demontabile, iar grinda suport se prezinta sub forma unui cadru tip patrulater pe care este articulat bratul inferior prin doua articulatii cilindrice spre partea centrala a puntii, iar la partea corespunzatoare fuzetei printro articulatie sferica. Mecanismul de actionare a directiei cu pinion-cremaliera se presupune ca este dispus in spatele si dedesubtul axei rotilor si este montat pe grinda suport care are o constructie desfasurata in lateral. Bara stabilizatoare este relativ scurta si este articulata cilindric elastic intr-un singur punct de grinda suport, iar prin intermediul unei bielete lungi de fuzeta de constructie sudata asamblata cu butucul rotii. Articulatia axiala intre culisa oscilanta (blocul elasto-amortizor) si pasajul rotii este prevazuta cu un rulment axial cu bile prevazut intre armatura de jos a articulatiei si talerul superior al arcului. La bracare tija amortizorului este fixa , iar arcul impreuna cu tubul amortizorului si cu fuzeta se rotesc. Se reuseste astfel filtrarea comuna a vibratiilor provenite de la amortizor si arc.

Fig. 48 Punte motoare fata McPherson cu brat triunghiular nesimetric inferior (VW Sharan) 90

Se poate observa forma flansei de prindere a culisei oscilante de caroserie, care in acest caz are o forma de disc si care se fixeaza prin intermediul unui singur surub. Inaltimea arcului elicoidal este redusa si permite, mpreuna cu dispunerea cat mai verticala a blocului elastoamortizor obtinerea unui spatiu transversal larg intre roti pentru amplasarea transversala a grupului moto-propulsor. Se pot observa de asemena si suportii motorului in numar de patru prevazuti cu elemente elastice de sustinere si ghidare acestia fiind situati in acest caz cate doi in fata puntii motoare si inca doi in spatele puntii. Ca si particularitate se observa ca arborii planetari sunt dispusi perfect orizontal acestia avand prevazuti niste elemente de ghidare si sustinere cilindrice in partea mediana a puntii.

91 Fig. 49 Vedere explodata a puntii motoare fata McPherson

In Fig. 49 se pot identifica urmatoarele parti componente ale puntii motoare fata tip McPherson prezentata mai sus: 1 - grinda suport; 2 - suport grup motor; 3 - bara stabilizatoare; 4 si 5 (medalion) - lagar elastic pentru bara stabilizatoare; 5 - articulatiile bratului triunghiular (in fata cilindrica, in spate oscilanta); 6 - bieleta barei stabilizatoare; 7 - brat triunghiular; 8 - pivot sferic; 9 - fuzeta; 10 - protector; 11 - rulment roata; 12 - siguranta elastica; 13 - disc zimtat ABS; 14 - butuc roata; 15 - piulita arborelui planetar; 16 - amortizor; 17 - tampon limitator; 18 - burduf de protectie; 19 - arc elicoidal conic; 20 - taler superior arc; 21 - rulment axial; 22 - palier elastic oscilant; 23 - piulita amortizor; 24 - disc profilat; 25 - piulita fixare palier elastic.

6.2 Prezentarea solutiilor constructive pentru componentele puntilor6.2.1 Prezentarea solutiilor constructive pentru articulatiile puntilor Articulatiile sunt componentele puntilor care se uzeaza cel mai intens. Din aceasta cauza numarul de articulatii constituie un criteriu constructiv de apreciere al sigurantei in functionare si al fiabilitatii puntii. Ele au urmatoarele roluri: sa permita miscarile relative intre componentele mecanismelor puntii; sa realizeze compensarile cinematice necesare; sa atenueze socurile, sa filtreze vibratiile si sa diminueze zgomotele in timpul functionarii puntii. Clasificarea articulatiilor se poate face in functie de urmatoarele criterii:

1. Dupa miscarea permisa componentelor intre care este montata: o cilindrica; o sferica; o mixta; o axiala. 2. Dupa pozitia axei articulatiei fata de componentele intre care este montata articulatia: o rigida cu axa fixa; o semirigida cu pozitia axei variabila in intervalul maxim de 1,5 mm; o elastica cu pozitia axei variabila in intervalul maxim de 8 mm sau chiar mai mult. Articulatia mixta consta in suprapunerea pe o articulatie cilindrica principala, a unei articulatii sferice care permite alte miscari de rotatie, dar cu amplitudine mai mica, intre componente.

92

Articulatia axiala realizeaza sustinerea intre doua componente si are rol preponderent de filtrare a vibratiilor. Articulatia cu axa fixa foloseste drept elemente de legatura rulmenti (lagare de rostogolire), sau bucse din bronz (lagare de alunecare), deci este o articulatie metal pe matal. Ea asigura cea mai inalta precizie in functionarea mecanismelor, dar nu permite compensari cinematice si nu realizeaza filtrarea vibratiilor. Articulatia semirigida foloseste drept element de legatura bucse din materiale plastice dure (exemplu poliamida). Articulatia elastica foloseste drept element de legatura bucse cu forme complexe din elastomeri. Constructia clasica a articulatiei cilindrice consta dintr-o armatura cilindrica exterioara de diametru D, o armatura cilindrica interioara de diametru d cu sectiune plina sau tubulara, intre care se lipeste ca un manson materialul elastic (cauciuc). Aceasta constructie este prezentata in Fig.50.

Fig. 50 Constructia clasica a articulatiei cilindrice

Pentru a prelua forte axiale mari se foloseste articulatia cilindrica cu guler. Armatura exterioara are unul din capete rasfrant ca un guler, iar pe acesta se muleaza gulerul mansonului din cauciuc. Armatura interioara poate sa aiba capatul dinspre guler in interior sau pe fata gulerului mansonului din cauciuc, in functie de modul de strangere si de montare al articulatiei. Constructia unei astfel de articulatii este prezentata in Fig. 51.

Fig. 51 Constructia 93 articulatiei cilindrice cu guler

Combinand doua articulatii cu guler, una pe stanga si alta pe dreapta se poate realiza o articulatie care preia forte axiale in ambele sensuri. Daca ponderea fortei axiale din articulatie este aceeasi cu a fortei radiale (articulatia dintre bratul transversal liniar al mecanismului McPherson si partea larerala a barei stabilizatoare folosita ca tirant) se foloseste articulatia elastica fara armatura exterioara cu manson conic cu guler din cauciuc. Datorita factorului de forma, caracteristicile elastice ale articulatiei pe directiile x si z sunt usor diferite. Constructia unei astfel de articulatii este prezentata in Fig. 52.

a.

b.

c.

d.

Fig. 52 Articulatie cilindrica cu guler si ghidare exterioara pe con pentru preluarea fortelor axiale mari: a - constructia bucsei elastice: 1- armatura interioara tubulara; 2 - armatura gulerului; 4 Pentru obtine b - constructia articulatiei: - saiba conica foloseste articulatia cilindrica manson dinacauciuc;rigiditati diferite pe directii3 privilegiate sede strangere; c -caracteristica cu alveole. Volumulpe directia z; d - caracteristica caracteristica elasticain interiorul acestuia se elastica cauciucului dintre armaturi este mai mare, iar pe directia x. 94

realizeaza alveole (goluri cu forme si pozitii riguros determinate). Schema constructiva este prezentata in Fig. 53.

Fig. 53 Schema constructiva a articulatiei cilindrice cu alveole

O astfel de solutie se aplica la articulatiile bratelor trase ale puntii din spate cu axele transversale. Prin modificarea factorului de forma (forma si distributia alveolelor) se obtine modificarea rigiditatii pe directie verticala cand forta verticala schimba sensul. Constructia articulatiei si caracteristica elastica obtinuta sunt prezentate in Fig. 54.

Fig. 54 Articulatie elastica cilindrica cu guler si alveole pentru brate trase cu axa transversala si caracteristica sa elastica dupa axa z

Articulatiile cilindrice folosite la puntile autocamioanelor si autobuzelor preiau forte radiale si axiale mari. In consetinta ele au urmatoarele caracteristici constructive:95

armatura interioara are sectiune plina si se prelungeste lateral in ambele parti prin capete de asezare gaurite pentru montarea pe suportul fix al articulatiei; - bucsa din material plastic dur se ghideaza pe sfera, atat pe boltul armatura interioara cat si pe armatura exterioara; astfel articulatia preia forte axiale insemnate si poate oscila cu un unghi mic in plan orizontal; - articulatia poate avea armatura exterioara prin care se preseaza in alezajul din brat (articulatie piesa separata de brat), sau armatura exterioara este tocmai corpul articulatiei care se asambleaza cu bratul. Constructia articulatiei cilindrice pentru puntile autocamioanelor este prezentata in Fig. 55.

-

a.

b.

Fig. 55 Articulatii cilindrice pentru puntile autocamioanelor: a - articulatie cu armatura exterioara presata in alezajul de capat al bratului; b - articulatie cu armatura exterioara capatul bratului

Articulatiile sferice se folosesc cel mai mult pentru articulatiile fuzetei cu bratele puntilor fractionate de directie. Ele permit atat deplasarea rotii la comprimarea si destinderea arcului suspensiei, cat si bracarea rotilor de directie. Din aceasta cauza sunt cunoscute sub numele generic de pivoti. O articulatie sferica este formata dintr-un bolt central, cu capatul interior prelucrat sferic, iar cu cel exterior prelucrat pentru imbinarea cu primul element al articulatiei. Aceasta imbinare se poate face prin: - presare pe con si strangere cu piulita filetata pe bolt; - strangere pe cilindru cu sant de siguranta prin brida elastica prelucrata pe elementul articulatiei; - flansa realizata pe c