Capitolul 2: Proiectarea SV 2.1. Studiul solutiilor constructive posibile pentru SV si alegerea justificata a solutiilor constructive pentru SV care se proiecteaza 2.1.1. Prezentarea constructiei pentru SV al autocamionului Schimbatorul de viteze face parte din transmisia automobilului avand drept scop: - Sa permita modificarea fortei de traciune in functie de variatia rezistentelor la inaintare; - Sa permita deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de catre motorul cu ardere interna, care are turatia minima stabila relativ mare; - Sa permita mersul inapoi al automobilului fara a inversa sensul de rotatie al motorului; - Sa realizez intreruperea indelungata a legaturii dintre motor si restul transmisiei in cazul in care automobilul sta pe loc, cu motor in functiune. Schimbatorul de viteze trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii: sa asigure automobilului cele mai bune calitati dinamice si economice la o caracteristica exterioara data a motorului; actionarea simpla si comoda; functionarea silentioasa; constructie simpla; randament ridicat; siguranta in functionare; fiabilitate ridicata; greutate mica; gabarit redus; intretinere usoara. [3] Organizare generala a mecanismului reductor
Transcript
Capitolul 2: Proiectarea SV
2.1. Studiul solutiilor constructive posibile pentru SV si alegerea justificata a solutiilor constructive pentru SV care se proiecteaza
2.1.1. Prezentarea constructiei pentru SV al autocamionului
Schimbatorul de viteze face parte din transmisia automobilului avand drept scop:
- Sa permita modificarea fortei de traciune in functie de variatia rezistentelor la inaintare;- Sa permita deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de catre
motorul cu ardere interna, care are turatia minima stabila relativ mare;- Sa permita mersul inapoi al automobilului fara a inversa sensul de rotatie al motorului;- Sa realizez intreruperea indelungata a legaturii dintre motor si restul transmisiei in cazul
in care automobilul sta pe loc, cu motor in functiune.
Schimbatorul de viteze trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii: sa asigure automobilului cele mai bune calitati dinamice si economice la o caracteristica exterioara data a motorului; actionarea simpla si comoda; functionarea silentioasa; constructie simpla; randament ridicat; siguranta in functionare; fiabilitate ridicata; greutate mica; gabarit redus; intretinere usoara. [3]
Organizare generala a mecanismului reductor
Mecanismele reductoare intalnite la automobile pot avea doi sau trei arbori. Cutiile de viteze cu trei arbori se intalnesc , in general, la automobilele realizate dupa solutia clasica ( motorul dispus in fata si rotile motoare dispuse in spate ) , iar cele cu doi arbori la autoturismele organizate dupa solutia totul in fata sau totul in spate.
Cutiile de viteze cu 3 arbori sunt cele mai raspandite in constructia de automobile, utilizandu-se la autoturisme ( in majoritate la cele organizate dupa solutia clasica), autoutilitare, autocamioane si autobuze. Rapoartele de transmitere pentru treptele de mers inainte, cu exceptia prizei directe, se obtin cu ajutorul a doua perechi de roti dintate, ceea ce permite adoptarea unor distante mai reduse intre arbori, rezultand o cutie de viteze compacta.
Avantajul principal al cutiilor de viteze cu 3 arbori il constituie posibilitatea realizarii prizei directe, la care randamentul este ridicat si functionarea este aproape fara zgomot.
Tipuri constructive de SV utilizate la autocamioane:
Schimbatorul de viteze utilizate la autocamioane au un numar de trepte cu poate varia de la 3 pana la 15.
Schimbatoarele de viteze cu 3 trepte se intalnesc pe automobilele avand sarcina utila foarte mica, executate pe sasiuri sau din agregate de autoturisme.
In general schimbatoarele de viteze pentru autocamioane se confectioneaza cu 3 sau cu mai multi arbori.
La unele automobile vest-europene cu sarcina utila deosebit de mica precum si la unele microbuze se utilizeaza schimbatoare de viteze cu 2 arbori a caror schema este aceeasi ca si la SV ale autoturismelor.
La autocamioanele cu sarcina utila mica (1/2.5*104 N) in general se intrebuinteaza SV cu 3 arbori si patru. Schimbatoarele de viteze cu 5 trepte sunt raspandite la autocamioanele cu saricna utila medie.
Pentru micsorarea deformatiei arborilor sia zgomotului SV, unele constructii sunt prevazute cu reazeme suplimentare la partea central a arborelui secundar si a arborelui intermediar.
Schimbatoarele de viteze cu numar de trepte mai mare de sapte sunt intrebuintate la autocamioane cu sarcina foarte mare si la automobilele cu destinatie speciala.
2.1.2. Prezentarea constructiei pentru SV al autocamionului ( 2 modele de SV similare )
1. Schimbatorul de viteze ale automobilelor ROMAN si DAC au un numar de 5 sau 6 trepte pentrul mersul inainte sau daca se utilizeaza impreuna cu un reductor numarul de treptelor se dubleaza. La autocamioanele ROMAN si DAC se utlizeaza SV AK5-35 cu 5 trepte iar la autotractoarele si autovehiculele destinate unei exploatari in conditii grele de lucru se utilizeaza SV AK6-80 sau schimbatorul de viteze AK6-80, cu reductor GV 80.
Schimbatorul de viteze AK6-80 are sase trepte pentru mersul inainte si una pentru mersul inapoi. Caracteristic pentru acest SV este modul de montare al rotilor dintate de pe arborele secundar, care se realizeaza prin intermediul unor rulmenti cu role ace. Cuplarea treptelor se realizeaza prin mufe de cuplare cu gheare. [3]
2. O a doua cutie de viteze similara este cutia de viteze cu 5 trepte ARO 24, o cutie de viteze longitudinala cu 3 arbori. Aceasta cutie prezinta 5+1 trepte, 5 de mers inainte si una de mers inapoi, sincronizate ARO. Aceasta cutie are urmatoarele rapoarte de transmisie in ordinea treptele de mers inainte de la treapta 1 pana la a 5 a treapta plus treapta de mers inapoi: 4.64 ; 2.53 ; 1.56 ; 1 (prize directa) ; 0.83 ; 4.79 ( mersul inapoi). [3] [4]
3. O a treia cutie de viteze similara este cutia de viteze S6-80, care echipeaza autocamioane produse de ROMAN S.A. Brasov : 13215-FAEG, 15215-DFAEG, 162215-FA. Acest SV prezinta 6 trepte de mers inainte si o treapta de viteza de mers inapoi. Cuplarea vitezei de mers inapoi se face cu craboti iar cuplarea vitezelor de mers inainte se face cu sincronizatoare. Masa acestui SV este de 210 kg iar cantitatea de ulei prezentata este de aproximativ 13 dm3.
Momentul maxim de intrare este de 800 Nm, iar raportul in V1 este de 7.53, iar prize directa se afla in treapta a 5-a, V5=1. [4]
2.1.3. Studiul solutiilor constructivfe posibile pentru componentele SV
1. Arborii cutiilor de viteze
Arborii cutiilor de viteze se monteaza in carter tinand seama de particularitatile de functioanare ale fiecaruia. Lagarele pe care se sprijina arborii trebuie sa permita variatiile de lungime fara a duce la griparea axiala a acestora.
Cele mai utilizate caneluri ale arborilor cutiilor de viteze sunt cele cu profil in evolventa , pentru care se recomanda centrarea pe diametrul exterior sau pe laturile canelurii.
Arborele primar
In general , arborele primar face corp comun cu pinionul angrenajului permanent si serveste drept reazam arborele secundar , asigura legatura cinematica intre arborele cotit al motorului si cutia de viteze prin intermdiul ambreajului.
Arborele intermediar al cutiilor de viteze poate fi intalnit in doua variante constructive : sub forma unui tren monobloc de roti dintate , montat prin intermediul rulmentilor pe un ax nerotitor adica fixat in carter , cu roti dintate fixe pe el si montat in carterul prin intermediul rulmentilor .
Arborele secundar al cutiilor de viteze cu trei arbori se sprinjina pe partea anterioara arborelui primar iar cu partea posterioara in carterul cutiei de viteze. Lagarul anterior al arborelui secundar , in majoritatea cazurilor , este un lagar cu rulmenti cu role – ace , in general , fara inel interior sau exterior .
Roti dintate
In constructia cutiilor de viteze se utilizeaza roti dintate cu dantura dreapta sau inclinata , cu profil in evolventa. Rotile dintate cu dint drepti sunt simple si ieftine , dar au o functionare zgomotoasa si se uzeaza rapid , motive pentru care utilizarea lor este limitata la treapta pentru mersul inapoi si uneori a primei trepte. In cazul angrenajelor permanente sunt folosite rotile dintate cu dinti inclinati , care sunt mai rezistente , permit miscarea distantei intre axe , funtioneaza cu zgomot redus.
Carterul cutiei de viteze
In carterul cutiei de viteze se monteza mecanismul reductor si sistemul de actionare. El trebuie sa aiba o rigiditate suficient de mare si o greutate cat mai redusa . Pentru a satisface aceste cerinte , nervurile carterului sunt dispuse astfel incat sa se obtina o constructie asemanatoare cu o grinda de zabrele .
Sistemul de actionare al schimbatorului de viteze
Sistemul de actionare al schimbatorului de viteze serveste la cuplarea si decuplarea treptelor de viteze. Alegerea treptei de viteza , respectiv a raportului de trasmitere , pentru diferetele conditii de deplasare se poate face manual , de catre conducatorul auto , semiautomat sau automat. Sistemul de actionare al schimbatorului de viteze in trepte cu arbori cu axele fixe in majoritatea cazurilor este mecanic . Se intalnesc insa mai rar si siteme de actionare hidraulice , pneumatice sau electrice.
Sistemul de actionare directa al schimbatorului de viteze se compune din : mecanismul de actionare propriu-zis ; dispozitivul de fixare a treptelor ; dispozitivul de zavorire a treptelor .
Sistem de actionare directa cu servomecanism
In cazul autobuzelor si autocamioanelor de capacitate mare , efortul necesar schimbarii treptelor de viteze este destul de mare , ducand la obosirea conducatorului , respectiv la scaderea sigurantei circulatiei. Pentru a inlatura acest neajuns se utilizeaza aceste
servomecanisme , in special pneumatice care utilizeaza chiar reteaua de aer comprimat a sistemului de franare .
Solutii constructive de cuplare a treptelor
Cuplare treptelor la cutiile de viteze se poate obtine: prin roti dintate cu deplasare axiala ; prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare.
Cuplarea treptelor cu roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare poate fi : cu mufe de cuplare simple ; cu mufe de cuplare cu dispozitiv de sincronizare (sincronizatoare) ; cu mufe de cuplare cu dispozitiv tip roata libera.
Cuplarea treptelor cu sincronizatoare
Sincronizatoarele sunt mecanisme speciale care realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si a rotii dintate inainte de solidalizarea la rotatie a lor. Utilizarea sincronizatoarelor este cea mai importanta perfectionare a SV cu arbori cu axe fixe. Sincronizatoarele permit sa se realizeze o schimbare rapida si fara soc a treptelor independent de indemanarea conducatorului.
Dupa forma suprafetelor de frecare sincronizatoarele pot fi : sincronizatoare cu conuri sau sincronizatoare cu discuri.
Dupa principiul de fundionare ele pot fi : sincronizatoare cu presiune constanta sau sincronizatoare simple; sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare .
***
2.1.4. Prezentarea in detaliu a solutiei adoptate pentru SV care se proiecteaza
SV al autocamionul proiectat are un numar de 6 trepte. In general schimbatoarele de viteze ale autocamioanelor se confectioneaza cu 3 sau cu mai multi arbori. In cazul autocamionului proiectat , SV este dotat cu 3 arbori deoarece în primul capitol s-a stabilit soluţia de organizare generală “clasică” înseamnad că autovehiculul va fi dotat cu acest tip de schimbator de viteze, cel cu 3 arbori.
La multe autocamioane vest-europene avand sarcina utila cuprinsa intre 5-10 * 104N se intalnesc schimbatoarele de viteze cu 6 trepte.
In urma precizarilor de mai sus in legatura cu prezentarea constructiei SV si prezentarea tipurilor constructive ale schimbatoarelor de viteze la autocamioane si in urma rezultatelor obtinute in proiectul initial si in primul capitol in care s-a ales SV cu 3 arbori, deoarece sarcina utila este de 6000 kg = 58860 N, deci este o sarcina mare si vom alege un SV cu 3 arbori nu cu 2 arbori cum se practica la automobilele cu sarcina utila deosebit de mica, iar ca numar de trepte, vom alege un numar de 6 rapoarte, tot din cauza sarcinii utile care se afla cuprinsa in intervalul 5-10 * 104 N. [3]
2.2. Stabilirea schemei de organize a SV si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate
2.2.1. Stabilirea schemei de organizare a SV
Cutiile de viteze pentru camioane au, în general, un număr de cinci trepte, şase, şapte şi pot ajunge pâna la şaisprezece trepte. În general autocamioanele cu o sarcină utilă redusă au un număr redus de trepte de viteze. Cutiile de viteze cu un număr de trepte mai mare decât şapte sunt întrebuinţate la autocamioanele cu sarcină utilă foarte mare sau pentru autocamioanele cu destinaţie specială.
Figura 3.1 Reprezentarea schemei cinematice a cutiei de viteze AK6-80[3]
Unde:
1-arbore primar;
2-arbore intermediar;
3-arbore secundar;
4-roată cu angrenare permanentă;
5-roată de pe arborele intermediar pentru treapta a V-a;
6-roată de pe arborele intermediar pentru treapta a IV-a;
7-roată de pe arborele intermediar pentru treapta a III-a;
8-roată de pe arborele intermediar pentru treapta a II-a;
9-roată de pe arborele intermediar pentru treapta I;
10-pinion de pe arborele intermediar pentru mersul înapoi;
11-pinionul arborelui primar;
12,13,14,15 si 16-roţi dinţate de pe arborele secundar pentru treptele a V-a, a IV-a, a III-a, a II-a şi I;
17-roata de pe arborele secundar pentru mers înapoi;
18-pinion de pe axul de mers înapoi;
19-ax pentru mersul înapoi;
20-mufă de cuplare pentru treptele a V-a şi a VI-a;
21-mufă de cuplare pentru treptele a III-a si a IV-a;
22-mufă de cuplare pentru treptele I şi a II-a;
23-mufă de cuplare pentru treapta de mers înapoi;
24-arborele primar al reductorului;
25-pinionul arborelui primar al reductorului;
26-roata dinţată a reductorului;
27-sincronizatorul reductorului.
Cutia de viteze AK 6-80 este tipul cu trei arbori şi şase trepte pentru mersul înainte, nesincronizate. Şi la această cutie de viteze cuplarea treptelor se realizează prin mufe de cuplare cu gheare, iar roţile dinţate sunt montate pe arborele secundar prin intermediul unor rulmenţi cu role-ace. Această cutie de viteze la autocamioanele Roman Braşov.
În schema de organizare a cutiei de viteze pentru alegerea poziţiei roţilor dinţate faţă de lagărele arborilor, este necesar să se adopte iniţial, prin comparaţie cu realizări similare
existente, următoarele elemente: lăţimea roţilor dinţate b, lăţimea sincronizatoarelor ls, lăţimea lagărelor B, distanţele dintre roţile dinţate şi jocul dintre roţile dinţate j.
Dimensiunile componentelor schimbatorului de viteze:-jocurile dintre roţi şi dintre roţi şi sincronizatoare j se alege de 4 mm;-lăţimea lagărelor B se alege de 24 mm;-lătimea roţilor dinţate b se alege 25 mm; -lăţimea unui sincronizator ls= 55 mm;-distanţa dintre două roţi dinţate consecutive = 28 mm. ( B/2+j+b/2) [3]-lungimea arborilor si a SV -
Valorile au fost alese conform valorilor uzuale utilizate la autocamioane prezentate în [3].
2.2.2. Stabilirea distantei dintre axe si a modului normal
Modulul normal al roţilor dinţate se determină in functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utilizand diametrul pitch(DP):
mn=25,4/DP (2.1)
Se alege DP pentru autocamioane pentru dantură înclinată valoarea de 8 mm. [3]
Înlocuind în relaţia (3.1) se obţine:mn=3.175 mm
Alegem mn = 3.5 mm. (2.2)
Distanţa dintre axele arborilor se alege tot în funcţie de momentul motor. În cazul autocamioanelor:
A=40∗3√Mmax [daNm ]=40∗3√75=168,68mm[3] (2.3)
Se alege distanţa dintre axe A=169 mm.
2.2.3. Stabilirea numarului de dinti pentru rotile dintate
La determinarea numărului de dinţi ai roţilor dinţate trebuie indeplinite următoarele
cerinţe:-realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbătorului de viteze, având în vedere faptul că roţile dinţate au un număr întreg de dinţi;-alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numărului de dinţi egal sau apropiat de numărul minim de dinţi admisibil pentru a rezulta un schimbător de viteze cât mai compact.
Pentru a determina numărul de dinţi suntem nevoiţi să ţinem cont de distanţa dintre axe, care trebuie să fie aceeasi în cazul fiecărei perechi de roţi.
Această precizie o putem realiza prin variaţia unghiul δ de înclinare a dinţilor.
Formula ce restricţionează numărul de dinţi este următoarea[3]:
z1+z2
cosγ 1,2=
z3+z 4
cos γ 3,4=
z5+z6
cosγ 5,6=
z7+z8
cos γ 7,8=
z9+z10
cosγ 9,10=
z11+z12
cosγ 11,12=2∗A
m=2∗169
3.5=96mm (2.4)
În cazul roţilor cu dinţi înclinaţi, pentru ca şirul (3.4) să rămână constant, la cresterea numitorului trebuie ca numărătorul să crească. Rezultatele experimentale au arătat că suma dinţilor roţilor trebuie să crească cu 2...3 unităţi de la stânga la dreapta pentru a realiza o descărcare de forţe axiale. Deci z1+z2<z3+z4<z5+z6<z7+z8. [2] Numarul minim de dinti care ni se recomanda este de zmin = 14 la dantura corectata, pe care il vom si adopta la prima treapta de mers inainte, plus unghiul de inclinare al danturii rotilor in prima treapta variaza intre 20⁰ si 25⁰ in cazul autocamioanelor. [3]
Calculul diametrelor şi a razelor de divizare a fiecarei roți in parte:
Dd=z∗mn
cosδ=2∗Rd
Dd1=z1∗mn
cosδ=14∗3.5
cos25 °=54.06[mm]
Dd 2=z2∗mn
cosδ=73∗3.5
cos25 °=281.91[mm]
Dd3=z3∗mn
cosδ= 18∗3.5
cos26.38 °=61.97 [mm ]
Dd 4=z4∗mn
cosδ= 68∗3.5
cos26.38 °=274 [mm]
Dd5=z5∗mn
cosδ= 22∗3.5
cos31.46 °=83.16 [mm ]
Dd 6=z6∗mn
cosδ= 59∗3.5
cos 31.46°=252.81[mm]
Dd7=z7∗mn
cosδ= 27∗3.5
cos33.62 °=108.61[mm]
Dd 8=z8∗mn
cosδ= 52∗3.5
cos 33.65°=227.39 [mm ]
Dd 9=z9∗mn
cosδ= 32∗3.5
cos 35.67°=137.14 [mm]
Dd10=z10∗mn
cosδ= 45∗3.5
cos36.67 °=198.85[mm]
Dd11=z11∗mn
cosδ= 37∗3.5
cos36.05 °=169.72 [mm ]
Dd12=z12∗mn
cosδ= 38∗3.5
cos 36.05°=166.2 6 [mm ]
2.2.4. Definirea treptei de mers inapoi
Roţile dinţate cu dinţi drepţi sunt simple şi ieftine. Dezavantajul acestora este faptul că au o funcţionare zgomotoasă, uzura aparând rapid. Din aceste considerente roţile dinţate cu dinţi drepţi sunt utilizate pentru mersul înapoi.
În cazul roţilor cu dantură dreaptă, la mortezare se recomandă mărimile degajărilor sa fie: S=6 mm pentru modulul danturii m=3 mm.
Raportul de transmitere în cazul mersului înapoi se consideră aproximativ egal cu cel al primei trepte, din condiţia de pantă maximă, ce trebuie urcată în ambele sensuri.
Pentru schimbarea sensului de mers trebuie introdusă o roată suplimentară în angrenare. Introducerea unei roţi suplimentare implică crearea unui spaţiu în plus pentru aceasta între arborele primar,respectiv secundar. Datorită acestui spaţiu suplimentar, roata dinţată pentru mersul înapoi va avea un raport de transmitere mai mic decât cel pentru treapta I de viteze.
Figura 3.1 Cuplarea roţilor la treapta de mers înapoi
Astfel se alege:zmiî1=11zmî2=56Rezultă: ief mî=5.09
γM Î=arccos mn∗(zm î 1+zm î 2)2∗A
=¿46.06°
Ddmî 1=zmî 1∗mn
cosδ= 11∗3.5
cos46.06 °=56[mm]
Ddmî 2=zmî 2∗mn
cosδ= 56∗3.5
cos46.06 °=284 [mm]
2.3. Calculul si proiectarea mecanismului reductor
2.3.1. Alegerea materialelorRoti dintate
Pentru roţi dinţate se folosesc în general oţeluri înalt aliate pentru a reduce pe cât posibil dimensiunile şi masa angrenajelor. De aceea se va alege ca material 18MoCrNi13 (STAS 791-88).
Tabelul 4.1 Principalele materiale utilizate pentru roți dințate
Duritatea miezului: D=260HB Duritatea flancului: DF=59HRC Rezistenta la pitting: σH,lim=1504 MPa Rezistenţa la piciorul dintelui: σF,lim=450 MPa Rezistenta la rupere: Rm=950 MPa
Arbori
Arborii cutiilor de viteze sunt solicitaţi la încovoiere şi răsucire, care, dacă depăşesc limitele admisibile, conduc la o angrenare necorespunzătoare reducându-se gradul de acoperire al danturii. Dimensionarea arborilor se face după considerente de rigiditate şi nu de rezistenţă.
Astfel s-a ales oţelul 21MoMnCr12, ce are următoarele proprietăţi mecanice:σ-1=440 [MPa] si τ0=410 [MPa].
2.3.2. Calculul rotilor dintate
Deoarece pentru alegerea modulului am folosit metoda diametrului pitch, ce are ca punct de plecare solicitarea la incovoiere, vom considera dantura rezistenta acestor tipuri de solicitari.
Pentru un autocamion care circulă pe drumurile din România, cele mai utilizate trepe de viteză sunt II şi III, acestea vor fi cele pe care le vom verifica la solicitările de oboseală la bază şi pitting.
Rupere prin oboseala la baza dintelui[3]
σ Pl=F t
B∗mn∗K SK V K F K ε K PB
(4.1)
CHl=σ Flim
σ Pl≥1,2
K S=1,2
K ε=1ε=0,6
K PB=1,1
KV=1+ √v [ms]
10 (4.2)
v=π Ddn
60∗103
(4.3)
In cazul treptei a II-a
Dd3=z3∗mn
cosδ= 18∗3.5
cos26.38 °=61.97 [mm ]
Dd 4=z4∗mn
cosδ= 68∗3.5
cos26.38 °=274 [mm]
Presupunem că: nII=2000 rot/min
v=π∗61.97∗200060000
=6.49[ ms
]
KV=1+ √6.4910
=1,25
Alegem KF din grafic: K F=2,3
F t=2∗MDd3
=2∗69061.97
=222.68 [da N ]=2226.8[N ]
B=15 [mm ]
⟹σ Pl=2226.815∗3
∗1,2∗1,25∗2,3∗0,6∗1,1=331.67[MPa]
CHl=400
331.67=1.21≥1,2(se verifică)
In cazul treptei a III-a
Dd5=z5∗mn
cosδ= 22∗3.5
cos31.46 °=83.16 [mm]
Dd 6=z6∗mn
cosδ= 59∗3.5
cos 31.46°=252.81[mm]
Presupunem că: nIII=2000 rpm
v=π∗83.16∗200060000
=8,71[ ms
]
KV=1+ √8,7110
=1,29
Alegem KF din grafic: K F=2,5
F t=2∗MDd5
=2∗69083.16
=165.9 [da N ]=1659 [N ]
B=15 [mm ]
⟹σ Pl=165915∗3
∗1,2∗1,29∗2,5∗0,6∗1,1=91.97[MPa]
CHl=400
91.97=4.34≥1,2(se verifică)
Oboseala superficială (pitting)
σ HCl=KM K Hβ√ F t
B∗Dd∗KS KV K HB
i12+1i12
(4.4)
CHl=σ Hlim
σHCl≥1,2 (4.5)
Alegem: K Hβ=0,8
K HB=1,25
KM=271
În cazul treptei a II-a
σ HCl=271∗0,8√ 2226.815∗61.97
∗1,2∗1,25∗1,25∗4 .42+1
4 .42=510.84 [MPa]
CHl=σ Hlim
σHCl= 1500
510.84=2.93≥1 ,2(se verfică)
În cazul treptei a III-a
σ HCl=271∗0,8√ 165915∗83.16
∗1,2∗1,29∗1,25∗3.04+1
3.04=400.93[MPa]
CHl=σ Hlim
σ HCl= 1500
400.93=3.74 ≥1 ,2(se verfică )
2.3.3. Calculul arborilor
În cazul cutiei de viteze cu trei arbori, arborele secundar este solicitat e forţele care iau naştere într-un singur angrenaj, datorită faptului că în timpul cât cutia de viteze se află într-o treaptă oarecare, momentul este transmis numai unei roţi dinţate de pe acest arbore. Arborele intermediar este solicitat în acelaşi timp de forţele care iau naştere în angrenajul permanent şi de forţele care apar în angrenajul dintre una din roţile arborelui intermediar cu roata corespunzătoare de pe arborele secundar.Arborele primar este solicitat de forţele din angrenajul permanent.
Figura 4.1 Schemmele de încărcare ale arborilor cutiilor de viteze
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se poate face cu următoarele relaţii[3]:-pentru arborele primar d=2.28∗ 3√MM [mm] unde Mm este momentul maxim al motorului în Ncm;Astfel d=93.51 mm=95 mm;-pentru arborele intermediar şi secundar d=(0.25...0.35)A [mm]Astfel pentru arborele intermediar: d=0.25 A=39.42 mm=40 mm;∙Astfel pentru arborele secundar: d=0.35 A=60.21=61 mm.∙
