Automobile Proiect 2

of 105/105
Universitatea Politehnica Bucureşti Facultatea de Transporturi Departamentul Autovehicule Rutiere PROIECT Automobile II Cadrul didactic indrumator: S.l. drd. ing. Viorel Dragan Student: CLIPCEA IONEL-IULIAN Grupa: 8401B 1
  • date post

    11-Aug-2015
  • Category

    Documents

  • view

    356
  • download

    5

Embed Size (px)

description

Proiect Automobile 2

Transcript of Automobile Proiect 2

1 Universitatea Politehnica Bucureti Facultatea de Transporturi Departamentul Autovehicule Rutiere PROIECTAutomobile II Cadrul didactic indrumator: S.l. drd. ing. Viorel Dragan Student: CLIPCEA IONEL-IULIAN Grupa: 8401B An universitar 2012-2013 2 Tema de proiect Sa se efectueze proiectarea generala, functionala, privind dinamica tractiunii si consumul de combustibil, pentru un autovehicul avand urmatoarele caracteristici: -tipul autovehiculului: autoturism; -caroserie: monovolum;-numar locuri: 9 ( 8+1 ); -viteza maxima in palier: 170 km/h; -MAC; -formula rotilor: 4x2 (totul fata); Bibliografie: 1.Gh.Fratila,Calcululsiconstructiaautovehiculelorrutiere,EdDidacticasi pedagocica Bucuresti, 1982; 2.AurelP.Stoicescu,Proiectareaperformantelordetractiunesideconsumale automobilelor, Ed Tehnica Bucuresti, 2007; 3.A.Stoicescu,Dinamicaautoveehiculelorperoti,EdDidacticasipedagogica, Bucuresti, 1981; 4.MirceaOprean,NotitedecursladisciplinaTransmisiideautovehicule, 2011-2012; 5.C.Andreescu,NotitedecursladisciplinaDinamicaautovehiculelor,2011-2012; 6.V.Mateescu,NotitedecursladisciplinaSistemedefranare,directiesi suspensie, 2012-2013; 3 Continutul proiectului: Partea I. Proiectarea schimbatorului de viteze Capitolul 1.Etajarea S.V.(diagrama ferastrau) Capitolul 2.Determinarea performantelor de tractiune 2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune 2.2. Trasarea caracteristicii dinamice 2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor 2.4. Trasarea caracteristicii de demarare Capitolul 3.Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. care se proiecteaza Capitolul4.StabilireaschemeideorganizareaS.V.sideterminareanrdedintiptrotile dintate Capitolul 5.Calculul si proiectarea mecanismului redactor 5.1. Roti dintate(doua perechi) 5.2. Arbori 5.3. Lagare Se intocmeste desenulde ansamblu lascaraa S.V.care va cuprinde:sectiunea longitudinala a S.V. Partea II. Proiectarea puntii si a suspensiei din spate Capitolul 1.Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din spate si alegerea justificataa solutiei pentru puntea care se proiecteaza Capitolul 2.Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din spate si alegerea justificataa solutiei pentru suspensia care se proiecteaza Capitolul 3.Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala,diferentialul,arborii planetari) 4 Capitolul 4.Calculul si proiectarea suspensiei 4.1. Elemente elastice 4.2. Alegerea amortizoarelor4.3. Bara stabilizatoare Se intocmeste desenul de ansamblu, la scara, al puntii cu suspensia din fata care va cuprinde vederea din fata ,vederea de sus,sectiuni prin articulatii. 5 Partea IProiectarea schimbatorului de viteze Capitolul1.Etajareaschimbatoruluidevitezesirepartizarea rapoartelor de transmitere. Trasarea diagramei fierastrau 1.1 Determinarea lui i0 Raportuldetransmiterealtransmisieiprincipaleafostdeterminatinprima faza a proiectului de Automobile, in Cap. 6 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Astfel putem preciza ca fiind cunoscute urmatoarele valori si relatii:

[] ;(io)pred =

; nvmax = , np ; isn = 0,95 ; , = 1 ;rr = 0.325[m];Vmax = 170[km/h];nvmax = 1*3500 = 3500[rot/min]; Inurmapredeterminariiraportuluidetransmiterealtransmisieiprincipale amalesrotiledintatecomponentealmecanismuluidereducereaturatieicu numerele de dinti: Z1=17 dinti ;Z2=45 dinti, raportul de tranmitere rezultat fiind: i0=2,647; 6 1.2 Determinarea lui is1

Totincadrulprecedentuluiproiect,afostcalculatraportuldetransmitereal primei trepte a schimbatorului de viteze prin intermediul a trei conditii: coditia urcarii pantei maxime impusa prin tema de proiect conditia de viteza minima stabila criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc In urma calculelor am stabilit valoarea lui is1=3,699. 1.3 Etajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica Etajarea in progresie geometrica se va face tinand cont de urmatoarele ipoteze: motorul functioneaza pe caracteristica exterioara; motorulfunctioneazanumaiinzonastabiladefunctionareintreaceleasilimitede turatie n` si n``; schimbarea treptelor de viteze este instantanee; se considera cunoscut is1; 1.3.1 Determinarea numarului de trepte ale schimbatorului de viteze Pentruapermiteindeplinireacerintelorimpusedeconstructorintemade proiect, apare necesitatea cutiei de viteze pe autovehicule. Marind numarul de trepte, autovehiculul poate indeplini sarcinile cu privire la panta maxima ce poate fi urcata, acceleratie,vitezamaxima,precumsialtecerinteprivitoarelaergonomicitatea sistemuluideproiectat.Inconvenientulacestuiprocesindispensabilautomobilelor dingeneratiarecenta,estecaodatacucrestereanumaruluidetrepte,cresc dimensiunilesimaselesubansamblelorcutieideviteze,astafacandconstructiamai dificila si mai costisitoare. Numarul minim posibil de trepte de viteza se obtine cand este cuprinsa toata zona de functionare stabila a motorului, adica n=nvmax si n=nM iar expresia:

; Devine: 7

;

= 3,34 ; -unde iSN=1, iar treapta N va fi treapta de priza directa, se obtine:

; Numarul treptelor de viteza va fi ales 5, treapta a 5-a fiind cea de priza directa. -schimbator de viteza cu 5, rezulta k=5;

1.3.2 Trasarea Diagramei ferastrau Odatacucrestereapanteimaximesauacoeficientuluiderezistentalarulare, rezistentalainaintareaautovehiculuivacreste,iarastfel,vitezaautomobiluluiva scadea. Deasemenea forta de tractiune creste, echilibrand rezistentele la inaintare. Generalizand conditia de egalitate a vitezelor, pentru un schimbator de viteze cu N trepte vom obtine: (V2=V1)

;

, unde: n=nM=2000 rpm - turatia de moment maxim al automobilului; n=nVmax=3500 rpm - turatia de viteza maxima; 8 rr = 0,33 m; i0 = 2,647;

h ;

=> 35,21 = 44,47 km/h ;

=> 48,96= 61,51 km/h ;

=> 68,11 = 85,68km/h ;

=> 94 = 119,2 km/h ;

165 km/h ; Nr. trepte12345 VN [km/h]035,2148,9668,1194 VN-1 [km/h]44,4761,5185,68119,2165 Intervalul de viteza al treptei j se determina cu relatia: IVj=Vj-Vj ; IV1=V1-V1 = 44,47 0 = 44,47 km/h ; IV2=V2-V2 = 61,51 35,21 = 26,30 km/h ; IV3=V3-V3 = 85,68 48,96 = 19,15 km/h ; IV4=V4-V4 = 119,2 68.11 = 25,89 km/h ; IV5=V5-V5 = 165 94 = 71 km/h; Infigurademaijosvafireprezentatadiagramaferastraupentruetajarea schimbatorului de viteze in progresie geometrica. 9 Fig. 1 Diagrama ferastrau pentru etajarea in progresie geometrica Calcululsireprezentareagraficaaetajariiaufostfacuteintr-unmod simplificat,porninddelapremisacaschimbareatreptelordevitezaserealizeaza instantaneu,faraintrerupereafluxuluideputere,lucrudeatflelimposibilinsituatii reale. Etajareainprogresiegeometricaareavantajulcanecesitaunnumarmicde dreptedevitezapentruindeplinireacaracteristicilornecesare.Mareledezavantajal acesteisolutiiestecaintervaluldevariatieavitezeiintr-otreaptaestefoartemic pentrutrepteleinferioare,sifoartemarepentrutreptelesuperioare,motivpentru care este rar intalnite pe autovehiculele mici. Etajareainprogresiegeometricaesterecomandataautocamioanelordeoarece are avantajul unei functionari cu consum redus de combustibil. 10 Capitolul 2. Determinarea performantelor autovehiculului 2.1 Caracteristica de tractiune Functiacareexprimadependentaforteimaximedetractiunefatadeviteza automobilului,pentrutoateetajeleschimbatoruluideviteze,senumeste caracteristica de tractiune. Asa cum se va proceda si in prezentul proiect, in cazul calculelor de tractiune este avantajoasa si sugestiva reprezentarea grafica a functiei. Incazultransmisieimecanicecutreptedeviteza,fortadetractiunesiviteza suntproportionalecumomentulmotorsi,respectiv,cuturatiaarboreluicotit.Ca urmare, alura curbei Ft(V) este aceeasi cu alura curbei M(n), adica la o anumita viteza fortadetractiuneatingevaloareamaxima,dupacareincepesascada.Deoarecein treptele inferioare isk creste, forta de tractiune creste, iar viteza scade, curbele Ft(V) se deplaseazacatrestangasiinsuspentrutrepteleinferioareinraportcuceledela treptele superioare. Construireacaracteristiciiforteilaroatasefacepebazacaracteristicii exterioareamotoruluiporninddelacurbaputeriisauamomentuluiutilizand relatiile:

unde:M momentul motor ; ht = 0,92 randamentul transmisiei mecanice ; Pentruconstruireacaracteristiciidetractiune,seconsiderarazaderulare cunoscutasiconstantalavaloarearr=0,33m,desiinrealitateaceastavariazain functiedefortadetractiune.Aceastasimplificareestejustificatadedefinitia caracteristicii de tractiune si de faptul ca performantele maxime de tractiune se obtin pe drumuri uscate, in stare foarte buna. 11 Trasareacaracteristiciidetractiunesevarealizacalculandvitezapentru fiecare treapta, dupa care forta de tractiune, stiind deja turatia si cuplul modelului de automobil ales. TREAPTA I n [rpm]M [daNm]V [km/h]Ft [daN] 70036,858,894367990,4885 100037,7712,706241015,18 140038,6017,788731037,418 180038,9722,871231047,448 220038,8927,953731045,267 260038,3633,036221030,878 290037,6636,848091012,073 320036,7040,65996986,4006 350035,4944,47184953,8603 TREAPTA II n [rpm]M [daNm]V [km/h]Ft [daN] 70036,8512,3222714,9512 100037,7717,60314732,7738 140038,6024,64439748,826 180038,9731,68565756,0652 220038,8938,7269754,4915 260038,3645,76816744,1048 290037,6651,0491730,5312 320036,7056,33004712,0004 350035,4961,61098688,5123 TREAPTA III n [rpm]M [daNm]V [km/h]Ft [daN] 70036,8517,13555514,1222 100037,7724,47936526,9385 140038,6034,27111538,4816 180038,9744,06285543,6873 220038,8953,8546542,5557 260038,3663,64634535,0866 290037,6670,99015525,3258 320036,7078,33396512,0003 350035,4985,67777495,11 12 TREAPTA IV n [rpm]M [daNm]V [km/h]Ft [daN] 70036,8523,84077369,5253 100037,7734,05824378,737 140038,6047,68154387,0337 180038,9761,30484390,7753 220038,8974,92814389,9619 260038,3688,55144384,5935 290037,6698,76891377,5779 320036,70108,9864368,0002 350035,49119,2039355,8603 TREAPTA V n [rpm]M [daNm]V [km/h]Ft [daN] 70036,8532,90026267,772 100037,7747,00038274,4471 140038,6065,80053280,4592 180038,9784,60068283,1705 220038,89103,4008282,5811 260038,36122,201278,6909 290037,66136,3011273,6072 320036,70150,4012266,6668 350035,49164,5013257,8698 0200400600800100012000 20 40 60 80 100 120 140 160 180Caracteristica de tractiune Treapta ITreapta IITreapta IIITreapta IVTreapta VFt [daNm] V [km/h] 13 2.2 Caracteristica dinamica Performanteledetractiunealeautomobiluluidepindatatdecaracteristicade tractiune,catsidegreutatesidefactorulaerodinamic.Dinacestmotiv,doar caracteristicadetractiunenuestesuficientapentruatrageconcluziicuprivirela caracteristiciledinamicealeautovehiculului.Laaceeasicaracteristicadetractiune, saulavaloridiferitealefactoruluiaerodinamic,automobileleprezintecalitati dinamicediferite.Astfel,estenecesarautilizareaunuiparametrucaresainsumeze toate cele treiefectesi sa permita aprecierea calitatii dinamice. Acest parametru este numit factor dinamic si se noteaza cu D. Factorul dinamic D este raportul dintre forta de tractiune disponibila, dupa ce s-a scazut rezistenta aerului, si greutatea automobilului.

; Rezistenta aerului se poate neglija la viteze mici, atunci:

; Caracteristicadinamicareprezintafunctiacareexprimadependenta factorului dinamic fata de viteza automobilului, pentru toate treptele schimbatorului deviteze,candmotorulfunctioneazalasarcinatotala.Deregula,caracteristica dinamica este identificata cu reprezentarea grafica a curbelor de variatie a factorului dinamic in functie de viteza pentru toate treptele schimbatorului de viteze.

; unde:

[

] ; cx = 0,4 - coeficient de rezistenta a aerului ;r 1,2 kg/m3 densitatea aerului ; A = 2,97 m2 aria sectiunii transversale a automobilului ; Ga = 376,21 daN greutatea automobilului 14 TREAPTA I V [km/h]Ft [daN]Ra[daN]D 8,894367990,48850,4428022,631631 12,706241015,180,9036772,696037 17,788731037,4181,7712072,752844 22,871231047,4482,9279132,776427 27,953731045,2674,3737972,766789 33,036221030,8786,1088562,723928 36,848091012,0737,5999232,66998 40,65996986,40069,2536522,597344 44,47184953,860311,070042,506021 TREAPTA II V [km/h]Ft [daN]Ra[daN]D 12,3222714,95120,8498761,898145 17,60314732,77381,734441,943168 24,64439748,8263,3995031,981411 31,68565756,06525,6195871,994752 38,7269754,49158,3946911,983192 45,76816744,104811,724821,946732 51,0491730,531214,586641,903045 56,33004712,000417,760671,845352 61,61098688,512321,246891,773651 TREAPTA III V [km/h]Ft [daN]Ra[daN]D 17,13555514,12221,6435221,362214 24,47936526,93853,3541261,391734 34,27111538,48166,5740881,413858 44,06285543,687310,867371,416283 53,8546542,555716,233971,39901 63,64634535,086622,673891,362039 70,99015525,325828,20821,321383 78,33396512,000334,346251,269647 85,67777495,1141,088051,206831 15 TREAPTA IV V [km/h]Ft [daN]Ra[daN]D 23,84077369,52533,1814110,973775 34,05824378,7376,4926760,989459 47,68154387,033712,725640,994944 61,30484390,775321,036270,9828 74,92814389,961931,424550,953024 88,55144384,593543,890490,905619 98,76891377,577954,60340,858495 108,9864368,000266,4850,801455 119,2039355,860379,535280,734497 TREAPTA V V [km/h]Ft [daN]Ra[daN]D 32,90026267,7726,0586790,695657 47,00038274,447112,364650,696639 65,80053280,459224,234720,681068 84,60068283,170540,061470,646206 103,4008282,581159,844910,592053 122,201278,690983,585040,518609 136,3011273,6072103,98670,450866 150,4012266,6668126,6140,372273 164,5013257,8698151,4670,282828 00.511.522.530 20 40 60 80 100 120 140 160 180Caracteristica dinamica Treapta ITreapta IITreapta IIITreapta IVTreapta VD V [km/h] 16 2.3 Caracteristica acceleratiilor Caracteristicaacceleratiilorestefunctiacareexprimadependentaacceleratiei automobilului in functie de viteza sa, pentru toate treptele schimbatorului de viteze, cand motorul functioneaza la sarcina totala. Din relatiile prezentate putem spune ca acceleratia este direct proportionala cu diferenta D-y, adica cu cat factorul dinamic are o valoare mai mare cu atat acceleratia estemaimare,aceastafiinddeterminatapeundrumdat,decipentruoanumita valoarealuiy.Aluracaracteristiciiacceleratiiloresteaceeasicuacaracteristicii dinamice. Posibilitatile maxime de accelerare ale unui automobil se obtin pe un drum orizontal de foarte buna calitate, adica y=f. In construirea caracteristicii acceleratiilor trebuiesasetinacontdecarearevaloridiferiteindiferiteletrepteale schimbatorului de viteze.

[m/s2] ; Intrepteleinferioare,desifortadetractiunecreste,crestereaacceleratieieste mai redusa datorita amplificarii efectului maselor in miscare de rotatie. Acceleratiaestelimitatadeaderenta,astfelincatpentrutrepteleinferioare, cand coeficientul de aderenta are valori scazute, aceste trepte nu pot fi folosite pentru realizarea acceleratiei maxime. g = 9,81 m/s2 f = 0,016115 ;

; TREAPTA I V [km/h]Da[m/s2] 8,8943672,63163124,10403 12,706242,69603724,69758 17,788732,75284425,2211 22,871232,77642725,43844 27,953732,76678925,34961 33,036222,72392824,95462 36,848092,6699824,45744 40,659962,59734423,78805 44,471842,50602122,94644 17 TREAPTA II V [km/h]Da[m/s2] 12,32221,89814517,45605 17,603141,94316817,87364 24,644391,98141118,22834 31,685651,99475218,35209 38,72691,98319218,24487 45,768161,94673217,90669 51,04911,90304517,5015 56,330041,84535216,96638 61,610981,77365116,30135 TREAPTA III V [km/h]Da[m/s2] 17,135551,36221412,54409 24,479361,39173412,81918 34,271111,41385813,02535 44,062851,41628313,04795 53,85461,3990112,88699 63,646341,36203912,54246 70,990151,32138312,16359 78,333961,26964711,68147 85,677771,20683111,0961 TREAPTA IV V [km/h]Da[m/s2] 23,840770,9737758,954682 34,058240,9894599,101336 47,681540,9949449,152628 61,304840,98289,039066 74,928140,9530248,760652 88,551440,9056198,317385 98,768910,8584957,87675 108,98640,8014557,343385 119,20390,7344976,71729 18 TREAPTA V V [km/h]Da[m/s2] 32,900260,6956576,369387 47,000380,6966396,378584 65,800530,6810686,232635 84,600680,6462065,905872 103,40080,5920535,398294 122,2010,5186094,709902 136,30110,4508664,074948 150,40120,3722733,338286 164,50130,2828282,499917 2.4 Caracteristica de demarare Caracteristicadedemarare estefunctiacare exprimadependenta timpuluide demararesiaspatiuluidedemarare,devitezaautovehicululuicandmotorul functioneaza pe caracteristica externa. Inmodteoretic,existamaimultemetodepentrucalcul(metodagrafica, metoda numerica, metoda grafo-analitica), metoda numerica prin metoda trapezelor fiind cea utilizata in calculul de mai jos. 0510152025300 20 40 60 80 100 120 140 160 180Caracteristica acceleratiilor Treapta ITreapta IITreapta IIITreapta IVTreapta Va[m/s2] V [km/h] 19 Timpuldedemararereprezintatimpulnecesarpentrucaautovehicululsa-si sporeascavitezadelavaloareaminimainprimatreapta(V0)panalavaloarea maxima in ultima treapta (Vn=0,9Vmax). Porninddelaexpresiaacceleratieiautomobilului:

,sepoatescrie:

,deundeseobservacatimpuldedemararetd,necesarcresteriivitezei intre V0 si V se obtine integrala:

; Sevaconstruicaracteristicainversuluiacceleratiilor

infunctiedeviteza autovehicului. 00.050.10.150.20.250.30.350.40.450 20 40 60 80 100 120 140 160 180Caracteristica inversului acceleratiilor Treapta ITreapta IITreapta IIITreapta IVTreapta V1/a [s2/m] V [km/h] 20 Capitolul 3. Studiul solutiilor posibile pentru schimbatorul de viteze si alegerea solutiilor 3.1Scurtajustificareaprezenteischimbatoruluidevitezepe automobil Cutiadevitezeesteaceaparteatransmisieicareareroluldeaasigura adaptareacupluluioferitdemotorlanecesitatiledetractiunealeautomobilului. Definireacerintelorindispensabileoptimizariicutieidevitezenecesitadescrierea conditiilor de lucru si de conlucrare ale motorului si automobilului. Transmisia (cutia de viteze) trebuie sa: -Transforme turatia (reductoare sau amplificatoare overdrive); -Transforme cuplul (in general, amplificatoare de cuplu); -Schimbe sensul miscarii; -Sapermitapornireamotoruluisisaasigurepornireadinloca automobilului. La pornirea din loc si la viteze mici de deplasare, cand motorul ar fi obligat sa functionezelaturatiiinferioareturatieistabiledefunctionare,cutiadevitezear trebuisaasigretransmitereacumpluluiinconditiileexistenteialunecariideturatie (diferentaintreturatiamotoruluisiceaaarboreluiprimaralcutieideviteze).In aceste conditii are loc transformarea turatiei. Estebinecunoscutfaptulcanumaimotorulnupoatepermiteautomobilului decat urcarea unor rampe foarte mici sau acceleratii reduse. De aceea trebuie gasita o modalitate de amplificare a fortei de tractiune la reducerea vitezei, cu mentinerea, pe cat posibil, a puterii, respectiv a turatiei motorului si cuplului, constante. Deasemenea,automobileletrebuiesafiecapabilesasedeplasezeatatinainte catsiinapoisideaceeatransmisiatrebuiesafiecapabilasaasigureschimbarea sensului de mers. Totodata transmisia (cutia de viteze) are rolul de a transforma cuplul si turatia arborelui cotit astfel incat sa se obtina forta de tractiune la roata necesara pornirii din locaautomobilului,atingeriivitezeimaximesiadepasiriidiferitelorobstacolesi neregularitatialedrumului.Aceastatransformareestedeterminatade particularitatea variatiei cuplului oferit de motor.21 Inacelasitimp,transmisiafaceposibiladeplasareaautomobiluluicuviteze reduse,ceeacemotorulcuardereinternanupoateface,dincauzafaptuluicanu poatefunctionalaoturatiemaimicadecatturatiaminimastabiladefunctionarein sarcina.Deasmenea,transmisiapermitedecuplareaprelungitaamotoruluide transmisie la pornirea motorului, in parcare sau la rulare libera. Cerintele transmisiilor pentru automobile: -Saasigureperformantelenecesarededinamicitatesideconsum redusdecombustibil,prinutilizareaceleimaipotrivitetrepte precum si prin alegerea numarului optim de trepte; -Saasiguredecuplareasiguraamotoruluidetransmisiein momentelecerutedeconditiiledeutilizareaautomobilului (functionare in pozitia neutra); -Sa fie simple si usor de comandat; -Sa functioneze fara zgomot; -Sa functioneze cu randament ridicat; -Sa aiba dimensiuni de gabarit si masa reduse; -Sa fie ieftine; -Sa fie sigure in functionare si sa necesite un service usor; 3.2Prezentareaunuischimbatordevitezeasemanatorcucelcare se proiecteaza si evidentierea solutiilor constructive Inceleceurmeazavafiprezentatasolutiaconstructivaaunuischimbatorde viteze cu 2 arbori si motor amplasat transversal pe puntea fata a autovehicului. Solutiaprezentatacontine5treptedemersinaintesi1demersinapoi. Schimbatoruldevitezeestedispusintr-uncartercomuncudiferentialulsicu transmisia principala ce transmite puterea la cele 2 roti motoare ale puntii fata. Randamentul unei astfel de solutii constructive este mai ridicat decat in cazul unuischimbatordevitezecu3arbori,elavandinangrenaredoardouaperechide rotidintatepentruformareauneitreptedeviteza,spredeosebiredevariantacu3 arbori, ce prezinta in permanenta trei perechi de roti dintate in angrenare. 22 Fig. 3.1 Schimbator de viteze asemanator celui proiectat Maijosvafiprezentataoseriedeschemecinematiceatatpentru variantele constructive cu 2 arbori cat si pentru cele cu 3 arbori. Fig. 3.2 Scheme cinematice ale transmisiilor cu 2 si 3 arbori 23 Diverseletreptedevitezaseobtinprindeplasareapearborelesecundaral sincronizatoarel. La schimbatoarele cu doi arbori se obtine o treapta de pseudo priza directa prin cuplarea directa a treptei corespunzatoare cu ajutorul sincronizatorului. Treaptademersinapoivautilizaunpinionsuplimentar,farasincronizator montatpeunarboreseparat,dimensiuneapinionuluifiindaleasaastfelincatsase obtina forta de tractiune necesara pentru mersul inapoi. 3.3Constructia partilor componente ale mecanismului reductor a)Arborii schimbatorului de viteze Arboriischimbatoarelordevitezesemonteazaincarter.Tinandseamade particularitatiledefunctionarealefiecaruiarbore,lagarelepecaresesprijnaarborii trebuiesapermitavariatiiledelungime(subinfluentatemperaturii)faraaducela griparea axiala a acestora . Cele mai utilizate caneluri ale arborilor cutiilor de viteze sunt cele cu profil in evolventa,pentrucareserecomandacentrareapediametrulexteriorsaupelaturile canelurii. Centrarea pe laturi se utilizeaza atunci cand momentul transmis actioneaza inambelesensuri.Centrareapediametrulexteriorserecomandaatuncicandeste necesaraoexactitateridicatadeoareceinacestcazarboriiseslefuiescdupa tratamentul termic, iar bucsele canelate se honuiesc pe diametrul interior. Fig 3.3.1 Solutii constructive pentru lagarul din fata al arborelui primar 24 Lagaruldinfataalarboreluiprimar7estedispusinvolantulmotorului,are posibilitateasasedeplasezeaxialpentrucompensareadeformatiilortermiceale arborelui si nu preia forte axiale. In general lagarul din fata este un lagar cu rulmenti radiali.Arborelesecundaresteprevazutcucaneluripecaresedeplaseazarotile dintate, in cazul obtinerii treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala, sau pe care se monteazamufeledecuplare,incazulobtineriitreptelorprinrotidintatepermanent angrenate. Incazulincarerotiledintatecudeplasareaxialasuntprevazutecudinti inclinati,canelurilearboreluisecundarsefacspirale,iarpasulcanelurilortrebuiesa corespundacupasuldintilor.Infelulacestaseprevineautodecuplareatreptelor datoritaactiuniiforteloraxialesideasemeneaseusureazacuplareasidecuplarea rotilor dintate cu dinti inclinati. Materialele pentru arboriicutiei de viteze trebuie sa asigure conditii complexe derigiditate,rezistentasiduritatesuperficiala.Ingeneral,arboriisuntexcutatidin oteluri aliate cu continut mediu de carbon, de tipul 41MoC11, 40C10, 50VC11. Pentru arboriiexecutatidintr-obucatacurotiledintate,serecomandaacelasimaterialcasi larotiledintate(18MC10, 13CN30X,25MoC11X,etc).Dupatratamentultermic, duritatea minima a fusurilor trebuie sa fieHRC=53, iar a canelurilor HRC- 50..60. b)Rotile dintate Inconstructiacutiilordevitezeseutilizeazarotidintatecudanturadreapta sauinclinata,cuprofilinevolventa.Rotiledintatecudintidreptisuntsimplesi ieftine,darauofunctionarezgomotoasasiseuzeazarapid,motivpentrucare uitilizarealorestelimitatalatreaptapentrumersulinapoisiuneoriaprimeitrepte (candseutilizeazasolutiadecuplareprinroticudeplasareaxiala).Incazul angrnajelorpermanentesuntfolositerotiledintatecudintiinclinati,caresuntmai rezistente,permitmicsorareadistanteiintreaxe,functioneazacuzgomotredus.In cazulangrenajelorpermanentesuntfolositerotidintatecudintiinclinati,caresunt mairezistente,permit micsorareadistanteiintreaxe,functioneazacuzgomotredus. Inschimb,prinutilizareasolutieicuangrenarepermanenta,sereduce,inoarece masura randamentul datorita frecarilor suplimentare si totodata se mareste lungimea cutieidevitezeprinintroducereaunorelementespecialedecuplare(mufesi sincronizatoare). Dezavantajul principal al rotilor cu dinti inclinati consta in prezenta forteloraxiale,careincarcainmodsuplimentarlagarelearborilorpecaresunt montate rotile respective.25 Fig3.3.2Solutiiconstructivepentrufixarearotilordintatepe arborele secundar c) Rulmentii In general, arborii taransmisiei autovehiculului se sprijna pe rulmenti, cei mai raspanditifiindrulmentiiradialicubilecepotpreluasioanumitasarcinaaxiala. Acesti rulmenti radiali cu bile sunt mai ieftini, au un randament ridicat, se monteaza usorsinunecesitareglajeintimpulexploatarii.Rulmentiicurolecilindricese utilizeaza in cazul in care distanta dintre axe este redusa, iar rulmentii radiali cu bile, deaceleasidimensiuni,nupotpreluasarcinilerespective.Rulmentiicuroleconice potpreluasarciniradialesiaxialemari,darsuntmaiscumpisinecesitareglajein timpul exploatarii.Rulmentiisealegdincataloageinfunctiedecapacitateadeincarcare dinamica. d) Sistemul de actionare a cutiilor de viteze mecanicein trepte cu arbori cu axe fixe. Sistemuldeactionareaschimbatoarelordevitezeservestelacuplareasi decuplareatreptelordeviteze.Alegereatrepteideviteze,respectivaraportuluide transmiterepentrudiferiteconditiidedeplasaresepoatefaceprintr-unsistemde actionaremanual,semiautomatsauautomat.Oricarearfitipulsistemuluide actionare,acestatrebuiesaindeplineascaurmatoareleconditii:constructiesimpla, sigurantainfunctionare,costscazut,efortminimdinparteaconducatorului, intretinere usoara. Sistemul de actionare la schimbatoarele de viteze mecanice in trepte cu arbori cuaxefixeinmajoritateacazurilorestemecanic.Seintalnescmairarsisistemede 26 actionarenemecanicecareseutilizeazapentruamicsoraefortulconducatoruluisau pentru automatizarea partiala sau completa a schimbarii treptelor. Latoatemodelelesimilaredeautoturismepentrucareseproiecteaza schimbatoruldevitezeactionareaacestuiaestemanuala,actionaremanualaa schimbatoruluidevitezeintalnindu-selamajoritateaautoturismeloreuropene, aceasta solutia fiind simpla si ieftina. Mecanismul de actionare propriu zis este prezentat in figura 1.4. Incontinuarevorfiprezentatemaimultesolutiiconstructivedemontarea maneteideactionareacutieidevitezeincapaculcarterului.Fixareamaneteide actionare in capac trebuie facuta in asa fel incat sa-i permita miscarea in doua plane si saimpiedicerotireainjurulaxeisale.Asigurareacontrarotiriiestenecesrdoarece maneta,ingeneral,estecurbataspreconducator,sideci,fortadeactionaredela capatul superior este dezaxata fata de articulatia sferica, dand nastere la un moment care tinde sa o roteasca. e) Dispozitivul de fixare a treptelor Dispozitivuldefixareatreptelorare roluldeamentinecutiadevitezeintr-o anumita treapta, sau la punctul mort, atata timp cat nu intervine conducatorul auto. Rezultadeci,caacestdispozitiveliminaposibilitateadecuplariisaucuplariidela sine a treptelor. Pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta are la partea superioara doua sau trei locasuri semisferice in functie de numarul de trepte . Fig 3.3.3 Mecanismul de actionare a treptelor cu maneta pe capacul schimbatorului de viteze 27 f) Dispozitiv de blocarea treptelor Dispozitivuldeblocare(zavorare)atreptelorcutieidevitezeimpiedica cuplareasimultanaadouatreptesinupermitecuplareauneialtetreptecandcutia devitezeseaflaintr-otreaptaoarecare.Pentrusatisfacereaacestorconditii,la trecereadelaotreaptalaalta,manetadeactionaretrebuiesatreacaprinpozitia neutra. Infigura1.7.sereprezintadispozitivuldeblocarelaocutiedeviteze prevazuta cu trei tije culisante. Fig 3.3.4 Dispozitiv de fixare a treptelor g) Dispozitive de cuplare a treptelor Cuplareatreptelorlacutiiledevitezesepoateobtineprin rotidintatecu deplasareaxiala(culisante),rotidintatepermanentangrenatesimufedecuplare. Mufele de cuplare pot fi simple, cu dispozitiv de sincronizare (sincronizatoare) si cu dispozitivtiproatalibera.Lautilizareasincronizatoarelorsepermiteoschimbare rapida si fara soc a treptelor indiferent de indemanarea conducatorului.Prinsincronizareseintelegeseurmaresteca,inaintedecuplarearotilor dintate, vitezele unghiulare sa se egalizeze, astfel incat cuplarea rotilor sa se faca fara socuri. In prezent cel mai raspandit sincronizator este cel conic cu inertie. Fig 3.3.5 Schema de functionare a dispozitivului de cuplare a treptelor, la un schimbator de viteze cu trei tije culisante dispuse in acelasi plan 28 h) Sincronizatorul conic cu inertie cu inele de blocare Pinionul1alarboreluiprimarseaflainangrenarepermanentacuroata dintataaarboreluiintermediar.Roatadintata8estemontataliberpearborele secundar9siesteinangrenarepermanentacualtaroatadintataaarorelui intermediar. Pinionul 1 si roata dintata 8 sunt prevazute cu coroanele dintate 3, si ,respectiv 7, si cu suprafetele tronconice 10 si 18. Intre pinionul 1 si roata 8, pe partea canelata a arborelui secundar, se afla mansonul 14 al sincronizatorului prevazut la exterior cu o dantura cu roti drepti si cu crestaturi longitudinale 2 incare intra piedicile 5, avand in mijloc o proeminenta. Coroana este prevazuta la exterior cu un guler pentru furca de actionare, iar suprafata dintata interioara are un saculet inelar semicircular 20, in care intra proeminentele 15 ale pastilelor 5. Pastilele 5 se gasesc sub actiunea inelelor elastice 13 si 31, fiind apasate pe coroana. Pe suprafetele conice 10 si 18 se gasesc dispuse inelele de blocare din bronz 11 si 17, prevazute cu coroanele dintate 4 si 6, avand acelasi pas ca si coroanele dintate 3 si 7 si dantura interioara a coroanei 16. Partile frontale ale dintilor inelelor de blocare si ai coroanei rotilor dintate, la partea dinspre manson, sunt tesite sub acelasiunghi ca si dintii interiori ai coroanei 16. Laparteafrontaladinspremanson,infiecareineldeblocare,suntexecutate trei ferestre 12 in care intra capetele pastilelor 5. Datorita fptuluica partea centrala a pastileloresteasezataincanalele2alemansonului,iarpartilelatealeinferestrele inelelor de blocare, mansonul si inelele se rotesc impreuna. Latimea ferestrelor 12 din ineleledeblocareestemaimaredecatlatimeapastilelorcuunjocmaimaredecat jumatatedingrosimeadintilor.Dinacestmotiv,ineleledeblocareauposibilitatea uneideplasariunghiulareinraportcumansonulsicoroana16.Pentrucuplarea prizeidirecte,coroanasimansonul,solidarizateprinpastilele5,sedeplaseazaspre stanga cu ajutorul furcii. Pastilele, sprijinandu-se cu capetele in ferestrele inelului de blocare17,apasaacestinelpesuprafataconica18.Datoritafrecariicareianastere intre suprafetele conice in contact, inelul de blocare se roteste in raport cu mansonul, insensulrotirirotiidintate1,catpermitejoculdintrepastilele5siferestrele12ale inelului.Inurmarotatieiineluluideblocare,cuunsfertdepas,dintiiineluluivin partial in dreptul dintilor coroanei 16, impiedicand deplasarea coroanei sre pinionul 1panacandvitezeleunghiularealepinionului1siaarboreluisecundarnuse egaleaza.Efotulaxialtransmisdeconducatorasupracoroaneisimansonuluise transmit inelului de blocare, care, apasand asupra suprafetei conice 18, da nastere la o forta de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare. In momentul in care vitezele unghiulare alearborelui primar si cea a inelului deblocaredevinegale,componentatangentialaaforteideapasaredintretesiturile dintilor coroanei si ai inelului devine suficienta pentru a roti inelul de blocare in sens 29 opusrotatieiarboreluiprimar.Larotireineluluideblocare,chiarcuununghimic, dintii coroanei intra in angrenare cu dintii inelului de blocare, iar interactiunea dinte tesituriledintilorinceteazasi,cuaceasta,frecareadintresuprafeteleconiceale ineluluideblocaresialearboreluiprimar.Inaceastasituatie,coroana16sepoate deplasa in lungul mansonului, dupa invingerea fortelor inelelor elastice 21 si 13, prin impingereapastilelorincanaleledinmanson,iardanturaeivaangrenadantura3a rotii 1, cupland treapta fara soc si zgomot. Fig 3.3.6 Sincronizatoare conice cu inertie cu inele de blocare ( a-sectiune, b-schema cinematica si c-vedere) 3.4 Alegerea justificativa s solutiei adoptate pentru schimbatorul de viteze Schimbtoruldevitezaalesestedetipmonoblocinglobeaznaceeai carcasidiferenialul.Transmisiaestedispusatransversalmpreunacumotorulsi din acest motiv se alege schimbtorul de viteza de tipul celor cu 2 arbori cu 5 trepte de viteza, treapta a cinci-a fiind cea de pseudo priza directa. Mecanismul reductor se compunedindoiarbori:primarsisecundarsiuncarter.Transmitereamomentului motor intre cei doi arbori se va face cu ajutorul mai multor perechi de roti dinate. Sincronizatoarelecesevorfolosisuntdetipconiccuinertie,cuinelede blocaremarcaBORG-WARNERdeoareceacesteauofiabilitatesiocalitatea fabricatiei dovedita si sunt de asemenea si cele mai folosite tipuri de sincronizatoare pentruacesttipdeschimbatordeviteze.Astfelvomaveacateunsincronizator pentrufiecareperechedetrepetesianumepentruperechiledetrepte:2+1,5+3, pentrumarsariersipentrutreaptaapatraaceastadinurmafiindtreaptadepriza directa.Astfelavem5treptesincronizatepentrumersulnainteiotreapt 30 sincronizat pentru mersul napoi astfel incat se elimina zgomotele de functionare, se marestedurabilitatearoilordinatesiseusureazaconducereaprinmicorarea timpilormortiintreschimburiletreptelordeviteze.Comandatreptelorseface manual. Comandatreptelorsevarealizaprinintermediulunuilevier(comanda externa)siprinintermediulfurcilorsitijelorculisante(comandainterna).Comanda directa se va realiza prin intermediul unei manete asezata pe capacul schimbatorului de viteze. Dispozitivuldefixareatreptelorceexcludeposibilitateaautocuplariisi autodecuplariitreptelorsiasiguraangrenarearotilorpetoatalungimeadintilorse 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. Dispozitivuldeblocareatreptelorceexcludeposibilitateacuplari concomitenteamaimultortrepte.Blocareaaxelordecomandasevafaceprin intermediulunorstifturicilindrice,stifturicesegasescinorificiiledincarterul ambreiaj-diferential.DeasemeneasevafolosisidispozitivulLOCTEAUcenu 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 cuogarnituradincauciucceasiguraspatiulnecesartrepteicorespunztoareacelei pozitii din schimbtorul de viteze, respectiv etansarea acesteia. Capacul se va monta pecarterulschimbatoruluideviteze.prinintermediulatreisuruburi,sivafi prevzutlainteriorcuunjgheabcolectordeuleisioconductaceasiguraungerea ansambluluipinion-arboreprimar.Reniflardulvafiprevazutcuunfurtunceva avea rolul de a colecta vaporii de ulei care dupa condensare sunt retrimisi in carterul mecanisme.Totodatacestelementdinmasaplasticavaasigurasilegturacu atmosferapentruaseevitaaparitiasuprapresiuniiininteriorulschimbtoruluide viteze.Deasemeneaseprevedesiunjgheabdinmaterialplasticceseclipseazape interiorul carterului la partea superioara a acestuia sicare va avea rolul de a colecta uleiul provenit din barbotare pentru a-l trimite la pinioanele treptelor de viteza si la interiorularboreluiprimar.Ansamblulvaficompletatdeunbusonuldinmaterial plasticprevazutcuogarnituracevorajutalaverificareaniveluluideuleisila completarea acestuia. Carterulambreiaj-diferentialvafirealizatdinaluminiumturnatsub presiune. La partea anterioara a carterului vom avea ansamblul rulment de presiune -tubdeghidare,ansamblucesefixeazapecarterprinintermediuladouasuruburi. Laparteainferioaravafiprevazutininteriorulschimbatoruluidevitezeorondela magnetica ce foloseste la colectarea particulelor metalice aflate in uleiul de ungere si 31 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. Capaculspatepoatevaconineinfunctiedeconditiiletehnologice urmtoareleelemente:ansamblulpinionuluidekilometraj,palierulaxuluide comandalschimbatoruluideviteze.Deasemeneacapaculspatevamaiputea coninepalierulcucelde-altreilearulmentalarboreluisecundarmpreuncu simeringul su de etanare. Capitolul 4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate (diagrama fierastaru reala) 4.1. Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze Alegereaschemeideorganizaresefacepebazarezultatelorobtinutelacalcululde tractiuneincadrulcaruias-aefectuatetajareaschimbatoruluideviteze.Cunoscandu-se numaruldetreptetrebuiealeasasolutiadecuplarepentrufiecaretreapta,tinandseamade tipul automobilului pentru care se proiecteaza schimbatorul de viteze. Schema cinematica: 32 Cuindicii1,2,3,4,5s-aunotattrepteledeviteza,iarcuSI,S2,S3s-aunotat sincronizatoarele corespunzatoare treptelor de viteza 2-1, 4-3, si treapta a 5-a. 4.2.Determinareanumaruluidedintisidefinitivarearapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze Ladeterminareanumaruluidedintiairotilordintatetrebuieindeplinite urmatoarele cerinte: - realizarea, pe cat posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbatorului de viteze, avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti; - alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti egalsauapropiatdenumarulminimdedintiadmisibilpentruarezultaun schimbator de viteze cat mai compact. SenoteazacuZp1,2,..5numerelededintialerotilordintatecesegasescpe arboreleprimar,iarcuzsi,2,..5numerelededintialerotilordintatecesegasescpe arborele secundar. Cunoscand rapoartele de transmitere ale schimbtorului de viteze se poate efectua dimensionarea transmisiei principale. 4.2.1 Predeterminarea modulului roilor dinate si a distantei dintre axe Modulelerotilordintatesedeterminafunctiedetipulautomobiluluisi valoareamomentuluimaximcetrebuietransmis.Ovaloareaproximativaa modululuirotilordintatesepoatedeterminacuajutoruldiametruluipitch(DP)si anumem=25.4/DP.Avndinvederecamomentulmaximcetrebuietransmis este de 400 Nm si ca toate rotile dintate au dantura inclinata rezulta diametrul pitch DP=10.Astfel,modululeste2.54.DinSTAS6012-81sealegecamodulalrotilor 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 continuarecatoaterotiledintateceintraincalcululschimbatoruluidevitezeau acelasi modul. Distanta dintre axe se calculeaza cu ajutorul relatiei: awmnzpjzsj+2cos|j := j = 1,2,....,N; 33 Pentru compactitate maxima se alege zp = zp min. Numarul minim de dinti se poatealegefieegalcu14,fieegalcu17infunctiedetipuldanturii(corijatasau necorijata).SealegenumarulminimdedintiZp1min=14dinti.Pentrurotileprimei 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: isjzsjzpj:= Rezulta astfel: zs1 = is1*zp1 = 3.699 * 14 = 51.78 dinti. Pentru ca numere de dinti ale rotilor dintate zs, si zpj sa fie numere prime intre ele, se considera valoarea rotunjita a numarului de dinti si se alege Zs1 = 53 dinti. Astfel se calculeaza distanta dintre axe si rezulta: aw2 zp1minzs1+2cos|j := Pentru a obtine un numar intreg de dinti pentru fiecare roata dintata, inca de la dimensionarea primei trepte de viteza, unghiul de inclinare al danturii trebuie recalculat. Astfel: Cunoscanddistantadintreaxeaw=71mmsipunandconditiacaaceasta distantasaramanapentrutoatetrepteleschimbatoruluidevitezeconstantase calculeazacuajutorul rapoartelordetransmiterenumerelededintipentru restul de trepte ramase, modelarea facandu-se dupa valorile unghiului . Pentru treapta a II-a raportul de transmitere este: is2 = 2,67. Se alege Zp2 = 17 dinti si rezulta astfel: = 71 mm aw253 14 +2 cos20deg ( ) 71.3 = :=|1arccosmnzp1zs1+( )2 aw

((:= arccos arccos |1acos2 53 14 + ( ) 2 71

((19.324deg = :=zs2is2 zp2 := is2zs22.6717 45.39 = :=34 PentrucanumerededintialerotilordintateZS2siZp2safienumereprime intreele,seconsideravaloarearotunjitaanumaruluidedintisisealegeZs2=45 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a II-a si anume: Pentru treapta a III-a raportul de transmitere este: is3 = 1,92. Se alege Zp3 = 23 dinti si rezulta astfel: PentrucanumerededintialerotilordintateZs3siZp3safienumereprime intreele,seconsideravaloarearotunjitaanumaruluidedintisisealegezS3=44 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezultaunghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a III-a si anume: Pentru treapta a IV-a raportul de transmitere este: is4 = 1,38. Se alege Zp4 = 28 dinti si rezulta astfel: PentrucanumerededintialerotilordintateZs4siZp4safienumereprime intreele,seconsideravaloarearotunjitaanumaruluidedintisisealegeZs4=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: Pentru treapta a V-a raportul de transmitere este: is5 = 1. Se alege zp5 = 34 dinti si rezulta astfel: PentrucanumerededintialerotilordintateZs5siZp5safienumereprime intreele,seconsideravaloarearotunjitaanumaruluidedintisisealegeZS5=33 |2arccosmnzp2zs2+( )2 aw

((:= arccos |2acos2 45 17 + ( ) 2 71

((29.163deg = :=zs3is3 zp3 := is3zs31.9223 44.16 = :=|3arccosmnzp3zs3+( )2 aw

((:= arccos |3acos2 44 23 + ( ) 2 71

((19.324deg = :=zs4is4 zp4 := is4zs31.3828 38.64 = :=|4arccosmnzp4zs4+( )2 aw

((:=zs4zs4|4acos2 39 28 + ( ) 2 71

((19.324deg = :=zs5is5 zp5 := is5zs31 34 34 = :=35 dinti. Distanta dintre arbori trebuie sa ramana constanta si astfel rezulta unghiul de inclinare a rotilor dintate pentru treapta a V-a si anume: Sumanumerelordedintipentrufiecaretreaptainparte,treptelefiindin ordine crescatoare, este urmatoarea: 67(I), 62(II), 67(III), 67(IV), 67(V). 4.3Determinareavalorilorrealealerapoartelordetransmiteresi trasarea diagramei fierastrau reale Cunoscandu-senumerelededintipentrufiecareroatadintatainpartesepot 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: -pentru treapta a Il-a valoarea reala a raportului de transmitere este: -pentru treapta a IlI-a valoarea reala a raportului de transmitere este: -pentru treapta a IV-a valoarea reala a raportului de transmitere este: -pentru treapta a V-a valoarea reala a raportului de transmitere este: - |5arccosmnzp5zs5+( )2 aw

((:=zs5zs5|5acos2 34 33 + ( ) 2 71

((19.324deg = :=is1zs1zp1:=zs1is153143.786 = :=is2zs2zp2:=zp2is245172.647 = :=is3zs3zp3:=zp3is344231.913 = :=is4zs4zp4:=zs4zs4zs4is439281.393 = :=is5zs5zp5:=zs5is533340.971 = :=36 Erorile se calculeaz cu formula: Astfel, rezulta urmtoarele erori pentru fiecare raport de transmitere: -pentru treapta I -pentru treapta a II-a -pentru treapta a III-a -pentru treapta a IV-a -pentru treapta a V- Erorilecalculateauvaloridecelmult3%decipotfiacceptatepentru proiectarea schimbatorului de viteze. Pentrutrasareadiagrameiferstrusedeterminavitezainferioarasicea superioarpentrufiecaretreaptadevitezcuajutorulformulelorurmtoare.De asemenea se au in vedere urmtoarele : n`= 2000 rot/min; n``= 3500 rot/min; i0 = 2,647; rr = 0,33 m; cisjtisjdetist100 :=isjt cI3.699 3.786 3.6992.352% = :=cII2.67 2.647 2.670.861% = :=cIII1.92 1.913 1.920.365% = :=cIV1.38 1.393 1.380.942% = :=cV1 0.971 12.9% = :=37 (V2=V1)

;

,

h ;

=> 35,51 = 43,45 km/h ;

=> 49,14= 62,15 km/h ;

=> 67,48 = 85,99km/h ;

=> 91,26 = 118,09km/h ;

169,41km/h ; Diagrama ferastrau reala este prezentata in figura de mai jos: 38 4.4 Definirea rotilor de mers inapoi Solutia de treapta de mers inapoi se alegein 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 delatime 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. 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. 39 I S P Fig. 41 Distantele dintre arborele primar, arborele secundar si arborele pentru roata dintata intermediara pentru realizarea mersului inapoi 40 Capitolul 5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor 5.1 Roti dintate(doua perechi) Numarul de dinti real al rotilor dintate a fost stabilit pentru fiecare treapta in capitolul4.Urmeazaverificarearotilordintate.Sevorcalculaperechilededintidin prima si a douatreapta de viteza. 5.1.1 Calculul danturii la incovoiere Metodaceamairaspanditadecalculadanturiilaincovoiereestemetodalui Lewis. Aceasta metoda considera ca asupra dintelui actioneaza forta normala N dupa liniadeangrenaresiesteaplicatainvarfuldintelui.FortaNsedescompuneintr-o fortatangentialaFtsiunaradialaFrcaresolicitadintelelaincovoiererespectiv compresiune dupa cum se poate observa in figura urmatoare. Dinteleseconsideracaogrindadeegalarezistentacuprofilparabolic.La aceasta metoda se considera ca forta totala se transmite prin intermediul unui singur dinte. Solicitarea la incovoiere in sectiunea periculoasa este data de relatia 5.1.1 (5.1.1) (5.1.2) oiFtb p y cos o ( ) :=Ft; b tm + := +41 unde:b=*m*, =1,4...2,3;- latimea rotii dintate p=b/- pasul danturii; y-coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor; (5.1.3) (5.1.4) Pentru angrenajul permanent, Ft1=0,4daN si y1=0,11. Rezulta:1=328MPa pentru z1; 2=139Mpa pentru z2; 3=124Mpa pentru z3; 4=306Mpa pentru z4; fiecare dintre aceste valori fiind mult sub limita admisibila de 500 MPa. 5.1.2 Calculul danturii la oboseala La calculul danturii la oboseala se utilizeaza, pentru calculul fortei tangentiale Ft relatia: (5.1.5) unde:i-este raportul de transmitere din treapta respectiva ;rd-este raza cercului de divizare; Mmax-este momentul maxim; y 0.1721.15z4.5z2+ :=zFt2 z Mtm := zzFtMmax i rd:=42 -este coeficientul de utilizare al momentului motor; -se alege din graficul urmator: incaresuntreprezentatedependentainfunctiedefortaspecificadetractiunet unde:t = Ft/Ga. Fto Mmax i rd:=(5.1.6) EfortulunitarlaobosealalaincovoieredupaunciclupulsatorN,pentruN cicluri, este dat de relatia: oN2 o_11 |0+:=(5.1.7) unde:-1esteefortulunitarpentruciclulsimetriccorespunzatorunuinumarde cicluri de baza, 0=-1/r , unde r este efortul unitar de rupere. Pentruodurabilitatecorespunzatoaretrebuieindepliniterelatia:a avantajele puntilor fractionate fata de puntile rigide;70 pulsatiaoscilatiilorpropriialesistemuluicatmaimicaserealizeazaprin reducerea rigiditatii elementului elastic => se adopta oscilatii verticale acceptabile au perioada cuprinsa intre 1 s si 0,5 s, corespunzatoare mersului pe jos cu viteza de 3,5 ... 7 m/s; rigiditatea suspensiei puntii din fata sa fie mai mica decat cea a puntii din spate pentru a reduce oscilatiile de tangaj;pastrareaneschimbataacaracteristicilorsuspensieicandmasasuspendatase modificaserealizeazaprinmodificarearigiditatiiarcurilorcucrestereasarcinilor => interesul pentru suspensiile progresive; asigurareauneiamortizarisuficiente(dupaoperioadaamplitudinilesase micsorezede3...8ori)=>sarciniledinamicetransmisemaseisuspendatesanufie prea mari, iar rotile sa pestreze permanent contactul cu calea. Putem spune ca suspensia are urmatoarele functii principale: poarta masa suspendata a automobilului; asigura un contact permanent dintre pneuri si calea de rulare;izoleazamasasuspendatadeperturbatiilegeneratedeinteractiuneapneurilor cu calea de rulare. Elemente de calcul al arcurilor elicoidale Fora activ F ce acioneaz asupra arcului elicoidal al suspensiei se determin din figura urmtoare, realaia de calcul fiind:Funde: Z este reaciunea normal ce acioneaz asupra roii; grestegreutatearoiiiamecanismuluideghidaremontatsubarc(se recomand gr= 0,1Z); Din constucia punii fa se cunosc: l1=168 mm, l2=240 mm. Cu aceste valori rezult: F=1029 daN; Rigiditatea arcului elicoidal este dat de relaia: 71 n care: n este numrul de spire active al arcului; n = 6; D este diametrul mediu al arcului; D = 204 mm; d este diametrul spirei arcului; d = 20 mm;G modulul de elasticitate transversal; G= 8*104 daN/cm2 Cu aceste valori rigiditatea arcului va fi : K=3,33 Dac se noteaz cu f sgeata arcului corespunztoare unei deplasri z a roii se poate scrie relaia : ; tiindcntrerigiditateaKaarculuielicoidalimrimeadeplasriiverticalez,se poate scrie relaia: Relaii de calcul pentru arcurile elicoidale: Indicele arcului i se calculeaz cu relaia: i = D/d; Se recomand iSgeata arcului se calculeaz cu relaia: = 30,8 mm Efortul unitar la rsucire al spirei de arc se calculeaz cu relaia tiind valoarea coeficientului de corecie k=1,14: t=N/mm2a =700 N/mm2 4.2 Alegerea amortizoarelor Montateinparalelcuelementeleelasticeprincipalealesuspensiei, amortizoarele indeplinesc urmatoarele roluri:72 -disipeazarapidenergiaoscilatiilorverticalealemaseisuspendate(caroseriei, sasiului etc.) rezultate in urma deformatiei suspensiei;-diminuarea rapida a oscilatiilor maselor nesuspendate (roti, punti etc.) pentru asigurarea continua a contactului rotilor cu calea de rulare.Efectul unui amortizor este evidentiat in figura4.1. Fig 4.1.Efectul amortizorului Inurmadeplasariipesteodenivelare,arcurilesiamortizoarelesunt comprimate,iarsoculprodusasupraautomobiluluiestepreluatdearcuri,care impiedicacamasasuspendataM2savinaincontactcumasanesuspendataM1. MaseleM1siM2voroscilainmodindependent,indomeniidefrecventadiferite (curbeleculiniealbastra).Subinfluentaamortizorului,oscilatiilesuntrapid amortizate (curbele cu linie rosie).Laautomobile,celemaiutilizateamortizoaresuntamortizoarelehidraulice telescopicecudubluefect(realizeazaamortizareaatatlacomprimare,catsila destindere). Ele se impart in trei categorii:-amortizoare pur hidraulice;-amortizoare cu gaz de inalta presiune;-amortizoare cu gaz de joasa presiune.Toateamortizoarelehidraulicetelescopiceauacelasiprincipiudelucru:la deplasarearelativaamaseisuspendatefatademasanesuspendata,lichidulvascos din corpul amortizorului este obligat sa treaca prin orificii cu sectiune mica, calibrata, iar datorita frecarii energia oscilatiilor se transforma in energie termica.73 Caracteristica de amortizare reprezinta dependenta dintre forta de rezistenta a amortizoruluiFasivitezadedeplasareapistonuluivp(vitezarelativapeverticalaa rotii fata de caroserie) in cilindrul amortizorului. Ea este definita de relatia: ip av c F =unde: c este coeficientul de rezistenta al amortizorului;i este exponentul vitezei (0