Cap 2.2.2 Alegerea distantei dintre axe si a modulului normal

Distanta dintre axe se calculeaza in functie de momentul motor maxim cu formula:

C=26∗3√MM[mm]

Unde:

MM-momentul motor maxim in [DaN*m]’

C=26∗3√MM=26∗4.33=112 [mm ]

Aceasta distanta se definitiveaza la calculul rotilor dintate.

Modulele rotilor dintate se determina in functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis.Deoarece momentul maxim este de 810 [N*m] ,se va alege diametrul pitch (DP)= 6.

Modulul se calculeaza cu relatia:

m=25,4/DP=25,4/6=4,23

Aceasta valoare se va rotunji la valoarea inferioara m=4.

Cap 2.2.3 Determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate

Calculul porneste de la pastrarea riguroasa a distantei dintre axe pentru toate perechile de roti dintate si de la pastrarea modulului normal.

In cazul acestui tip de cutie de viteze,dantura rotilor dintate este cu dinti inclinati la toate angrenajele,astfel incat pentru toate perechile se vor aplica calculele aferente determinarii numarului de dinti pentru o cutie de viteze cu roti cu dinti inclinati.

Cand se face calculul numarului de dinti ai rotilor dintate trebuie indeplinite mai multe cerinte:realizarea rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteze,alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim de dinti admisibil,pentru realizarea unui schimbator de viteze cat mai compact.

Z s+Z p=C∗2∗cosγ 1,2

mn

Z sZ p

=isvj

Unghiul de inclinare al dintilor se calculeaza cu formula:

γ1,2=arccos (Z p+ZS2∗C∗mn)

Cu ajutorul acestor formule se pot calcula numerele de dinti pentru toate treptele de viteza ale schimbatorului.

Raportul de transmitere al angrenajului permanent:

i p=¿1.35

Se calculeaza C1=2Cm

=2∗1124

=56 [mm ]

z1=23 dinti

z2=31 dinti

ipfinal=1.347

ε=ipfinal−i pipfinal

∗100=1.347−1.351.347

∗100=−0.222 %

γ1,2=arccos(Z p+Z S2∗C∗mn)=15.36°

Treapta I

is1=3.074

Z1= 13 dinti

Z2=41 dinti

is1ef=3.15

ε=is1−is1ef

is1ef∗100=−2.41 %

γ1,2=arccos(Z p+Z S2∗C∗mn)=15.35°

°

Treapta a II-a

is2=2.197

Z3= 17 dinti

Z4=36 dinti

is2ef=2.117

ε=3.778 %

γ1,2=18.84 °

Treapta a III-a

is3=1.574

Z5= 20 dinti

Z6=31 dinti

is3ef=1.55

ε=¿1.52%

γ1,2=24.39 °

Treapta a IV-a

is4=1.121

Z7= 25 dinti

Z8=28 dinti

is4ef=1.12

ε=¿0.09%

γ1,2=18.83 °

Treapta a V-a

is5=1

Z9= 31 dinti

Z10=31 dinti

is5ef=1

ε=¿0.2%

γ1,2=10.844 °

Treapta a VI-a

is6=0.572

Z11= 33 dinti

Z12=19 dinti

is6ef=0.575

ε=¿-0.52%

γ1,2=21.786 °

Cu ajutorul acestor rapoarte de transmitere,se pot recalcula vitezele de deplasare,minime si maxime in fiecare treapta a schimbatorului de viteze.

V ' j=0.377∗rr∗n'i0∗iSV 1

∗( n ' 'n ' )j−1

, j=1,2,3…N(pentru viteza inferioara)

V ' ' j=0.377∗rr∗n' 'i0∗iSV 1

∗( n ' 'n ' )j−1

, j=2,3…N (pentru viteza superioara)

V’1=13.688[Km/h]

V’’1=19.165[Km/h]

V’2=19.165[Km/h]

V’’2=28.51[Km/h]

V’3=28.51[Km/h]

V’’3=37.56[Km/h]

V’4=37.56[Km/h]

V’’4=52.60[Km/h]

V’5=52.60[Km/h]

V’’5=73.63[Km/h]

V’6=73.63[Km/h]

V’’6=103.08[Km/h]

Cu ajutorul acestor valori astfel calculate,se poate trasa diagrama fierastrau reala a cutiei de viteze pentru autovehiculul studiat.

Cap 2.2.4 Determinarea numarului de dinti pentru mersul inapoi

Solutia pentru treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile constructive ale cutiei 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 rotilor de mers inapoi vom alege roti cu dinti drepti pentru a putea folosi mecanismul de cuplare cu roata baladoare.Chiar daca apar socuri si zgomote in angrenare,folosirea limitata a acestora permite folosirea acestei solutii.

Raportul de transmitere in cazul mersului inapoi se considera aproximativ egal cu cel al primei trepte,din conditia de panta maxima,ce trebuie urcata in ambele sensuri.

Deoarece trebuie introdusa o a treia roata in angrenare,pentru a schimba sensul de rotatie,intre rotile de pe arborele primar,respectiv secundar,trebuie sa existe un spatiu.Existenta lui permite obtinerea unui raport de transmitere apropiat de cel al primei trepte.

Raportul din prima treapta de viteze este iSV1=4.15,iar numerele de dinti sunt Z1=13 dinti,respectiv Z2=41 dinti,vom alege pentru treapta de mers inapoi un raport de transmitere de imi=3.9,dar acest raport tine cont de angrenajul permanent,deci imifinal=2.9

Astfel:

Z1mi=14 dinti

Z2mi=41 dinti

Deoarece roata baladoare nu influenteaza raportul de trasmitere al cuplului,ea poate avea orice numar de dinti.Astfel se va alege pentru roata baladoare:

Zbl=14 dinti

Pentru ca roata baladoare sa poata fi permanent in angrenare cu celelalte doua roti,trebuie sa ii gasim cotele de pozitionare.Aici trebuie sa tinem cont de distanta dintre axul rotii baladoare si axele de rotatie a celorlalte roti,pentru ca acestea sa poata fi mereu in angrenare completa.

Astfel se calculeaza distantele:

D1=(Z1mi+zbl )∗mn

2=

(14+14 )∗42

=56mm

D2=(Z2mi+Zbl)∗mn

2=

(41+14 )∗42

=110mm

Cu ajutorul acestor valori se determina pozitia rotii de mers inapoi.(cotele X si Y)

Din figura de mai sus ,cota X va fi inaltime in triunghiul O1O2O3.

S=√ p ( p−C ) (p−D1 )( p−D 2)

P=C+D1+D 22

=112+56+1102

=139mm

S=√139 (139−112 ) (139−56 )(139−110)=√139∗27∗83∗29 =3005 [mm]2

Dar:

S= X∗C2

=¿ X=2∗SC

=2∗3005112

53.66[mm]

Din teorema lui Pitagora:

Y=√D22−X 2=√1182−53.662 =105[mm]