Adi Proiect Auto 2...Capitol 1 Cor

8/10/2019 Adi Proiect Auto 2...Capitol 1 Cor

http://slidepdf.com/reader/full/adi-proiect-auto-2capitol-1-cor 1/14

Capitolul 1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei

principale și al primei trepte a schimbatorului de viteze

1.1 Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere al transmisiei

principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale

(i0) se face din conditia ca automobilul sa atinga viteza maxima la deplasarea sa

in treapta cea mai rapida a SV, care este, in general, treapta de priza directa (la

SV cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raportul de transmitere

apropiat de 1(la SV cu doi arbori).

Se stie ca viteza variaza cu rapotrul de transmitere conform relatiei:

sk

r

ii

nr V

0

377.0 [km/h] (1.1)

iar pentru viteza maxima relatia devine:

sn

p

r

sn

v

r ii

nr

ii

nr V

00

max

max 377.0377.0

(1.2)

Unde - rr este raza de rulare: 286 [mm]

- i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale

- np – turatia de putere :3600 [rot/min]- ζ – raportul de turatie : 1

- isn – raportul de transmisie in priza directa : = 1 - pentru SV cu 3 arbori

- Vmax =130 km/h

Din relatia (1.2) rezulta:

i 0,377∙ rr ∙ζ∙

0.377 ∙ 0.286 ∙ ∙∙

Deci i0 predet=2.98



Cum valoarea rapotrului de transmitere este mai mica decat 7 atunci rezulta ca

se va alege o transmisie principal cu o singura pereche de roti in angrenare.

In cazul transmisiei principale simple

i0=

(1.4)

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de

numere de dinti,pornind de la valoarea predeterminata si de la schema

cinematic a transmisiei principale (fig. 1.1)

Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoarea

minima,care,insa ,este dependenta de raportul i0,predet. .In acest sens,pentru

angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason,indicate in tabelul

1.1Tabelul 1.1 Numarul minim de dinti Zp

pentru i0 = 2.98 alegem Zp = 12

Zc i · Zp rezultă Zc 35.7 ≅ 36 dinti (1.5)

Astfel i01,ef = => i01,ef = 3 (1.6)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

ε , −

∙ 100 |−.|

. ∙100 0,67% (1.7 )

Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca

doua variante de numar de dinti:

i02,ef = = 2.91 (1.8)

i0 2,5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15* 12* 9 7 5 5




ε , −

∙ 100 |.−.|. ∙ 100 2.34% (1.9)

respectiv

i03,ef = = 3.08 (1.10)


ε , − ∙ 100 |.−.|. ∙ 100 3.35% (1.11)

Pentru cele 3 cazuri am ales Zc1=36 de dinti, Zc2=35 de dinti, Zc3=37 de dinti,

iar valoarea numarul de dinti ai pinionului de atac a ramas acelasi Zp = 12.

Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte

mici,incepand de la 0,67% pana la valoarea maxima de 3,35%.

In tabelul 1.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze

corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu

formula:

])()([ 3,2,,

max

pr pr pr

t r V

V

V

V

V

V P P (1.12)

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului,

pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de

priza directa, se calculeaza cu relatia:

snk

p

r pr

ii

nr V

0

377.0

(1.13)



Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 1.2 si s-a trasat apoi figura

1.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere

efectiv si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagrama s-a suprapus curba

puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand

viteza vantului este 0).

Tabelul 1.2 Valorile puterilor la roata in functie de viteza, pentru diferite

valori ale rapoartelor de transmitere

V [km/h] P0 [kW] P01 [kW] P02 [kW] P03 [kW]

0 0 0 0 0

20 23.15 23.54 23.15 24.35

40 44.37 44.97 43.87 46.21

60 63.47 63.98 61.78 64.15

80 76.45 77.26 75.98 78.4

100 85.87 86.15 85.12 86.98

120 89.78 89.47 89.80 89.03

130 96.37 96.32 95.91 95.1

Din calcul reiese ca puterea maxima ce poate fi furnizata la roata este de

96.37 kW datorita randamentului transmisiei de 0.9. Dupa cum reiese si din

figura 1.2 si din tabelul 1.2 niciun raport de transmitere pentru transmisia

principala nu face ca motorul sa atinga viteza maxima constructiva dupa putereamaxima, deci niciun raport nu suprasolicita motorul.

Se alege raportul de transmitere cel mai mic, adica i,e 2.91 deoarece

puterea folosita pentru atingerea vitezei maxime este cea mai mica.



Figura 1.2 Curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de

transmitere si curba puterilor rezistente

1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte

a schimbatorului de viteze

Raportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din

următoarele condiţii:

invingerea pantei maxime, impusa prin tema;

deplasare in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima

stabilita;

solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

1.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maximaimpusa prin tema

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei

maxime, pmax, sa se faca cu viteza constanta, redusa.

Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

i

∙∙

η∙∙M

(1.14)

0,00

20,00

40,00

60,00

80,00

100,00

120,00

0 50 100 150

P [ k W ]

V[km/h]

P0P01

P02

P03

Prez



unde:

rd=275 mm reprezinta raza dinamica a pneului;

Ψx f (V) · cos α x + sin α x 0.3987 reprezinta rezistenta

specifica maxima corespunzatoare unei pante (impusa prin tema) cu

α x arctg (px) arctg (0.33) 16.69° ,care este urcata cu

viteza foarte mica (din acest motiv s-a folosit doar f 0);

Ga=4008 daN reprezinta greutatea totala a autovehiculului;

i0=2,98 reprezinta raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in

subcapitolul anterior;

ηt=0,9 reprezinta randamentul total al transmisiei;

Mmax= 30,5 daNm reprezinta momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (1.14) se obtine:

i ·∙.∙.·.·. 5.58 (1.15)

1.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita

Acest criteriu presupune determinarea unui raport sufficient de mare al

primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a dat posibilitatea deplasarii

autovehiculului cu o viteza minima (aleasa Vmin=6 km/h) constanta, pe un

drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia:

i=.·∙ ∙

(1.16)

Se considera turatia minima nmin=0,2 np=720 rot/min si, calculandu-se, se

obtine:

i=.·· ·.=, (1.17)



1.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de

frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la

pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplareaambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de

efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp,

se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

i 0.11 · ζ ∙ n · Vx · √

∙·P ·

μ (1.18)

unde:

n0=0,75 np=2700 rot/min;

ka=0,72 pentru motoarele Diesel;

μ=525 pentru autocamioane si autobuze.

Înlocuind, se obține:

i 0.11 ·.

∙ 2500 · 120 · √ .

∙.· ·

5.52 (1.19)

Se observa ca acesta valoare (i 5.52) este cea care se va folosi in

continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de

viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema

(va fi urcata o panta chiar mai mare) si permite rularea la o viteza chiar mai

mica decat cea aleasa.

1.3 Etajarea schimbatorului de viteze

Etajarea rapoartelor se poate face dupa mai multe metode, fiecare astfel de

metoda prezentand avantaje si dezavantaje specifice.

Treptele intermediare, cuprinse între treapta cu raport maxim și cea cu raportminim, sunt calculate în funcție de diferite criterii (accelerație, consumcombustibil, fiabilitate). O cutie de viteze nu poate să fie proiectată optim atât



din punct de vedere al accelerațiilor cat și din punct de vedere al consumului de

combustibil.

Automobilele în general au cutii de viteze proiectate astfel încât să realizeze uncompromis între accelerația în fiecare treaptă, viteza maximă atinsă și consumul

de combustibil. În schimb automobilele sport au cutii de viteze mai bine adaptateunui stil de conducere mai dinamic, ce permit accelerații mai puternice în fiecaretreaptă.

Etajarea după criteriul intervalului constant de turație al motorului pentrufiecare treaptă

La fiecare schimbare de treaptă în sus, de exemplu 1/2, turația motorului scadede la o valoarea n2 la o valoare n1. Din punct de vedere al tracțiunii, pentru aexploata la maxim cuplul motor, schimbarea treptei de viteză se face în jurulvalorii de putere maximă (n2 = nPmax). La trecerea în noua treaptă de viteză estebine ca turația rezultată să nu fie mai mică de turația de cuplu maxim (n1 = nCmax),

deoarece în jurul acestei valori rezerva de putere a motorului este cea mai mare.

Etajarea cutiei de viteze după criteriul intervalului constant de turație almotorului pentru fiecare treaptă presupune că la fiecare schimbare în sus turația

motorului va scădea de la valoarea n2 la valoarea n1.

Figura 1.3 Etajarea cutiei de viteze după criteriul intervalului constant deturație al motorului pentru fiecare treaptă



Particularitatea acestei etajări este dată de intervalul de viteză a automobilului între două trepte pentru aceeași turație (ΔV54 > ΔV43 > ΔV32 > ΔV21). Intervalul de

viteză crește pe măsură ce treptele superioare sunt cuplate. Această proprietateeste avantajoasă deoarece funcționarea într-o treaptă superioară asigură unconsum mai mic de combustibil. Intervalele mai mari de viteză din ultimeletrepte permit utilizarea un timp mai îndelungat a acestor trepte. Dezavantajul

acestui tip de etajare este dat de performanțele de demarare reduse în domeniultreptelor superioare.

Acest tip de etajare este utilizat în principal la cutiile vehiculelor utilitare,echipate cu motoare diesel si/sau cu o greutate relativ mare deoarece prezintăavantajul consumului redus de combustibil în treptele superioare.

Etajarea după criteriul intervalului constant de viteză pentru fiecare treaptă

Caracteristicile acestei etajări sunt date de același interval de viteză între treptepentru aceeași turație a motorului (ΔV54 = ΔV43 = ΔV32 = ΔV21) și de intervale deturație reduse pentru treptele superioare, valoarea cea mai redusă fiind în ultimatreaptă.

Figura 1.4 Etajarea cutiei de viteze după criteriul intervalului constant de

viteză pentru fiecare treaptă



Reducerea intervalului de turații din treptele superioare conduce la creștereaputerii medii utilizate în aceste trepte ce are ca efect capacitate de demararesuperioară și la viteze mari. Avantajul acestui tip de etajare este constituit de

accelerațiile mai energice din ultimele trepte. Dezavantajul este creșterea

consumului de combustibil în treptele superioare. Acest tip de etajare se utilizează în cazul autoturismelor datorită capacităților dedemarare în treptele superioare iar prin introducerea unei trepte suplimentarede supraviteză (i < 1) consumul de combustibil la viteze mari poate fi redussubstanțial.

Pentru autovehiculul de proiectat vom alege etajarea in progresie geometrica

avand in vedere greutatea mare ( Ga= 4008 daN) si motorizarea diesel. Se

urmareste in acest fel obtinerea unor performante de consum cat mai bune,

pentru a reduce dezavantajele contructive aduse economicitatii datorate

cerintelor din tema de proiectare si anume greutatea mare si tractiunea 4x4.

1.3.1 Determinarea numărului minim de trepte de viteză

Determinarea numarului minim de trepte se realizeaza in functie de

caracteristice propulsorului (nmax, nM) si de raportul de transmitere al treptei 1

alese anterior.

n 1 + l( )

l( ) 3,44 (1.20)

unde:

isv1 = 5.52, raportul de transmitere al treptei 1;

nmax= 3600 [rpm] , turatia maxima a motorului;

nM = 1800 [rpm], turatia de moment maxim;

isn =0,97, raportul de transmitere în priză directă;

Valoarea minima obtinuta este de 3,44 si se va rotunji in plus la 4.

Se va considera in continuare numarul de trepte n = 5 , deoarece se va aduga si

o treapta de supraviteză.



1.3.2.Determinarea rapoartelor de transmitere in fiecare treapta

Relaţia 1.20 arată că rapoartele de transmitere sunt în progresiegeometrică şi cunoscîndu-se şi numărul de trepte N avem relaţia:

rG √

(1.21)

Inlocuind în formulă obţinem rația de etajare a schimbătorului de viteze:

rG √

√ ..

0.64 (1.22)

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere

este:

i iv ⋅ rG− cu j 2, N (1.23)

Astfel, rapoartele pentru cele doua trepte inermediare ( 2,3 și 4 ) sunt :

i iv ⋅ rG− 6,37⋅0.62 3,53

i iv ⋅ rG− 6,37 ⋅ 0.62 2,26

i iv ⋅ rG− 6,37⋅0.62 1,44

i iv ⋅ rG− 6,37⋅0.62 0.92

1.3.3.Trasarea diagramei fierastrau si evidentierea golurilor si acoperirilor

Pentru trasarea diagramei sunt necesare intervalele de variatie a vitezei si al

turatiei .



Vitezele superioare in cele 5 trepte ale schimbatorului se calculeaza conform

formulei :

0

0.377 [ / ] P

r

sk

nr km h

i i

(1.22)

unde:

nP=3600 rpm , turatia de putere maxima;

i0 = 2.98 , raportul de transmitere al transmisiei principale;

isk= raportul de transmitere in treapta k;

rr= 0,286 m, raza de rulare ;

V′′ 0,377 ∙ 0,286 ∙ 36002.98∙5.52 23.59 km/h

V′′ 0,377 ∙ 0,286 ∙ 36002.98 ∙ 3.53 36.89 km/h

V′′ 0,377 ∙ 0,286 ∙ 36002.98 ∙ 2,26 57.63 km/h

V′′ 0,377 ∙ 0,286 ∙ 36002.98 ∙ 1,44 90.45 km/h

V′′ 0,377 ∙ 0,286 ∙ 36002.98 ∙ 0,92 141.58 km/h

Vitezele inferioare se determina din conditia pe baza conditiei de interval de

turatie constant care implica egalitatea

V’k=V’’k-1 (1.23)

V2’ = V1’’= 23.59 km/h

V3’ = V2’’= 36.89 km/h

V4’ = V3’’= 57.63 km/h

V5’ = V4’’= 90.45 km/h



În tabelul 1.2 se vor centraliza valorile vitezelor pentru fiecare treaptă.

Tabel 1.2

Treaptă V′ [km/h] V" [km/h]

1 - 23.59

2 23.59 36.89

3 36.89 57.63

4 57.63 90.45

5 90.45 130

Cu datele obţinute în tabele, se trasează diagrama evidenţiindu-se

intevalele de viteză pentru fiecare treapta. Diagrama este ilustrată în figura 2.

0

20

40

60

80

100

120

140

0 400 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3600

V [ k m / h ]

n[rot/min]

Diagrama fierăstrău

Treapta 1

Treapta 2

Treapta 3

Treapta 4

Treapta 5



Principalul avantaj al acesui tip de etajare este acela că autovehiculul

funcționează cu un consum redus de combustibil dar are și dezavantajul că puterea

motorului scade în treptele superioare și conducătorul autovehiculului trebuie să

schimbe într-o treaptă inferioară în cazul în care întâmpină rezistențe la rulare mai

mari.

Adi Proiect Auto 2...Capitol 1 Cor

Documents

Transcript of Adi Proiect Auto 2...Capitol 1 Cor