Calculul si Constructia Cutiei de Viteze.doc

7/23/2019 Calculul si Constructia Cutiei de Viteze.doc

http://slidepdf.com/reader/full/calculul-si-constructia-cutiei-de-vitezedoc 1/40

7. Calculul şi construcţia cutiei de viteze

Cutiile de viteze actuale s-au diferenţiat atât ca principiu de funcţionare cât şi camod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincţie întreagregatul de lucru ca transformator de cuplu şi dispozitivul sau sistemul de acţionareprin care se alege regimul optim de funcţionare al cutiei de viteze.

Rezistenţele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcţie de condiţiile deconcrete de deplasare şi corespunzător acestora trebuie să se schimbe şi forţa detracţiune la roţile motoare. area ma!oritate a automobilelor actuale sunt echipate cumotoare cu ardere internă" a căror particularitate constă în faptul că puterea ma#imăeste dezvoltată la turaţii foarte ridicate. $utomobilul necesită puteri mari şi la vitezemici" care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turaţieiminime stabile de funcţionare a acestuia. %n consecinţă" automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turaţiei şi momentul roţilor motoare în timpul mersului şi să asigure utilizarea integrală a puterii motorului latoate regimurile de funcţionare. $cestui scop îi serveşte cutia de viteze" care îndeplineşte funcţia unui variator de cuplu şi turaţie în transmisia autovehiculului"asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi şi funcţionarea motorului la regim demers încet" în gol" atunci când automobilul stă pe loc.

7.1. Alegerea tipului constructiv

Cutia de viteze realizează" prin valori diferite ale rapoartelor de transmiterenumite trepte de viteză" acordarea posibilităţilor energetice ale motorului la cerinţeleenergetice ale automobilului în mişcare cu asigurarea unor performanţe dinamice" deconsum de combustibil şi de poluare cât mai bune. Cutiei de viteze" a căreinecesitate este determinată de incapacitatea de incapacitatea motorului de asatisface diversitatea condiţiilor de autopropulsare" îndeplineşte următoarelefuncţiuni& schimbarea raportului de transmitere&- este funcţia principală a unei cutii de viteze' se realizează astfel modificarea forţeide tracţiune şi a vitezei de deplasare în funcţie de variaţia rezistenţelor la înaintareşi(sau de regimul de circulaţie al automobilului' în plus oferă posibilitatea

autopropulsării automobilului cu viteze reduse" ce nu pot fi asigurate în mod direct demotorul cu ardere internă care are turaţia minimă stabilă relativ mare' inversor al sensului de mers al automobilului&- cum sensul de rotaţie al motorului este prin concepţie unic" cutia de viteze conţineelemente a căror dispunere permite" când este necesară inversarea sensului derotaţie a arborelui de ieşire' decuplează motorul termic de roţile motoare (punct mort )&- deoarece prin concepţie" ambreia!ul nu poate fi decuplat decât temporar" pentrusituaţiile în care este necesară funcţionarea motorului cu automobilul imobilizat"lanţul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-opoziţie neutră.

%n scopul asigurării unei bune adaptabilităţi a automobilului condiţiilor concrete în care are loc deplasarea" cutia de viteze trebuie să răspundă la o serie de cerinţe"prin care&



- să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere"iar mărimea lor să fie determinată în aşa fel încât să asigure o utilizare raţională aputerii în condiţiile unor performanţe economice" dinamice şi de poluare optimepentru caracteristica motorului cu care se conlucrează'construcţia să fie simplă" robustă" uşoară" iar manevrarea să fie simplă" precisă şi

comodă'- în e#ploatare să prezinte siguranţă şi întreţinere uşoară iar manevrarea să fiesimplă" precisă şi comodă'- să prezinte o gamă largă de utilizare.

După modul de modificare a raportului de transmitere" cutiile de viteze pot fi cuvariaţia în trepte" cu variaţia continuă )progresivă*" sau combinate. După principiul defuncţionare" cutiile de viteze pot fi mecanice" hidraulice sau electrice.

Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai răspândite la construcţiile actuale deautomobile. odificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrena!e de roţi dinţate )cutii de viteze în trepte*" sau prin intermediul unor elementede fricţiune )cutii de viteze continue*.

După modul de acţionare deosebim cutii de viteze cu acţionare manuală")neautomate*" cutii de viteze semiautomate şi cutii de viteze automate.

+tructural" cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanţuri cinematiceparalele )utilizând şi elemente comune*" egale ca număr cu treptele de viteză şiconstituite din reductoare cu roţi dinţate şi a#e fi#e sau mobile )planetare*. $cestereductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză.

,uncţionarea independentă a lanţurilor cinematice se asigură prin montarea înfiecare lanţ cinematic a roţii cu cea mai mică turaţie independentă de rotaţia arboreluide susţinere )liberă*. ,uncţionarea cutiei de viteze într-o anumită treaptă se obţineprin solidarizarea la rotaţie a roţii libere cu arborele de susţinere. entru solidarizarese utilizează mecanisme de cuplare a treptelor .

Comanda cuplării" selectarea treptei şi menţinerea treptei cuplate se face prinmecanismul de acţionare. rganizarea mecanismului reductor este realizată în concordanţă cu&- soluţia de organizare a echipamentului de tracţiune'- poziţia motorului în raport cu a#a longitudinală a automobilului'- dispunerea cutiei de viteze faţă de motor'- mărimea flu#ului de putere transferat şi cu numărul necesar de trepte de viteză.

/a mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte" raportul detransmitere se poate realiza prin participarea&- unui singur angrena! de roţi dinţate cu a#e fi#e" cum este cazul cutiilor de viteze cu

doi arbori )fig.0.1"a*'- a două angrena!e de roţi dinţate cu a#e fi#e" ca în cazul cutiilor de viteză cu treiarbori )fig.0.1"b*'- a trei angrena!e de roţi dinţate" dintre care două cu a#e fi#e )organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori* şi unul cu a#e mobile )reductor planetar* ca în situaţiacutiilor de viteze cu multiplicator planetar )fig.0"c*.

a) b) c)

Fig.7.1. Realizarea rapoartelor de transmitere prin angrena!e de roţi dinţate



entru realizarea treptei de mers înapoi )figura 0.2*" faţă de treapta de mers înainte" unul din lanţurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu treiroţi dinţate. Roata intermediară z i" montată pe un a# suplimentar ce angreneazăsimultan cu roata condusă z31şi cea conducătoare z32 nu intervine asupra raportuluide transmitere" dar impune pentru acestea un sens identic de rotaţie.

/uând ca elemente de bază arborii faţă de care sunt dispuse angrena!elemecanismului reductor" cele mai frecvente soluţii de organizare cinematică" funcţiede numărul acestora" sunt&- mecanismul reductor cu doi arbori& primar şi secundar'- mecanismul reductor cu trei arbori" dispus longitudinal& primar" intermediar şisecundar.

4ecesitatea îmbunătăţirii performanţelor dinamice" economice şi de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile să optimizeze acordarea caracteristiciimotorului la cerinţele tracţiunii. 5na din căile prin care este posibil acest fapt estesuplimentarea numărului de trepte de viteză. Realizările practice aplicate în producţiade serie pornind de la soluţiile clasice enumerate mai sus au sporit comple#itateaansamblului dar au păstrat în mare compactitatea.

Cele mai reprezentative soluţii de acest gen sunt&- mecanismul reductor cu trei arbori" dispus transversal& arbore primar şi doi arborisecundari'- mecanismul reductor cu patru arbori& arbore primar" doi intermediari şi unulsecundar'- mecanismul reductor cu arbori multipli ce însumează pe lângă& arborele primar"intermediar şi secundar )organizaţi similar cu C6 longitudinale cu trei arbori* şi arboriimultiplicatorului de viteze.

Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele şiautoutilitarele uşoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal saulongitudinal. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 7 sau 8 trepte deviteză.

rganizare arborilor cutiei de viteze cuprind& arborele primar sau arborele de intrare ce primeşte mişcarea de la arborele cotital motorului prin intermediul ambreia!ului şi include sau susţine pinioanele

conducătoare ale angrena!elor' arborele secundar sau arborele de ieşire ce susţine sau include roţile conduseale angrena!elor şi transmite mişcarea direct sau indirect către puntea motoare.

9reaptă de mers înainte 9reaptă de mers înapoi

2

1

z

z

i −= :1

:

2

:1

:

2

: z

z

z

z

z

z

i i

i

=

−⋅

−=

Fig.7.!. Realizarea treptelor de viteză



Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt&- intrarea şi ieşirea se face la o anumită distanţă )distanţa între a#ele angrena!elor*de aceeaşi parte" în cazul soluţiilor de organizare a transmisiei de tip totul faţă" când în acelaşi carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală şi

diferenţialul" sau în părţi opuse în cazul soluţiei clasice ; motor faţă" punte motoarespate ; soluţie specifică autoutilitarelor uşoare" derivate din autoturisme'+chema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de

viteză pentru mersul înainte şi cu una pentru înapoi este prezentată în figura 0.<. %nreprezentarea cinematică s-au utilizat simbolurile din tabelul 0.1.

e arborele primar a p se găsesc între lagărele roţilor fi#e 1, 2, 3, 4 şi înconsolă roata liberă 5 ' roţile 1, 2, 3, 4 şi 5 se află permanent în angrenare cu roţile 1’,2’, 3’, 4’, montate libere şi 5’ montată fi# pe arborele secundar as.

%n vecinătatea roţilor libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizares1" s2 " şi s3" ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obţinerea treptelor de mers înainte.

,uncţionarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treaptă oarecare areloc astfel& de la ambreia! flu#ul de putere se transmite arborelui primar a p" roţii dinţateconducătoare r " roţii dinţate conduse r’ şi arborelui secundar as.

/egătura între roata liberă şi arborele pe care acesta se spri!ină se face prindantura de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manşonului acestuia dinpoziţia neutră.

Roţile dinţate 6 " fi#ă pe arborele primar" şi 6’ " solidară cu manşonul dedecuplare al sincronizatorului s2 servesc la obţinerea treptei de mers înapoi.



Fig.7.". rganizarea cinematică şi schema de funcţionarepentru cutia de viteze cu doi arbori a*-organizarea cinematică' b*-lanţurilecinematice defuncţionare în treptele 1=>' c*-lanţul cinematic de funcţionare în treapta de mers înapoi' d*-lanţul cinematic al treptei a 7-a.

Cuplarea treptei de mers înapoi" posibilă numai în poziţia neutră asincronizatoarelor s1" s2 " şi s3 se face prin deplasarea roţii baladoare intermediare r b" în poziţia în care angrenează simultan cu celelalte roţi 6 şi 6’ . $flarea în angrenare acelor trei roţi determină inversarea sensului de mişcare la arborele secundar faţă decazul cuplării treptelor de mers înainte.

7.!. #rganizarea cinematică a mecanismului reductor

7.!.1 Arborii cutiei de viteze

$rborii cutiile de viteze se montează pe carter ţinând seama de organizarea

ansamblului şi de particularităţile de funcţionare ale fiecăruia dintre arbori. ?i suntconsideraţi arbori lungi. /ungimea lor este determinată de soluţia constructivăaleasă" de numărul de trepte de viteză" de dimensiunile elementelor de cuplare şi de



felul etanşărilor. De aceea" la proiectare trebuie realizată posibilitatea dilatărilor termice" pentru a nu se influenţa mărimea !ocurilor din lagăre.

/uând în considerare deformaţiile termice precum şi necesitatea preluăriieforturilor a#iale" rezultate din utilizarea angrena!elor cu roţi dinţate cu dantură înclinată şi din mecanismele de cuplare" rezultă ca regula generală faptul că lagărele

pe care se spri!ină arborii se montează unul fi# în direcţie a#ial" pentru preluareaforţelor a#iale" iar celălalt liber în direcţie a#ială" pentru preluarea deformaţiilor termice.

$samblarea componentelor ce urmează a fi solidarizate cu arborii )roţi dinţate"butuci ai sincronizatoarelor etc.* se realizează prin caneluri. Cel mai utilizat tip decaneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea elementelor asamblate pe arbori seface pe canelurilor sau pe diametrul e#terior. Centrarea pe flancuri este utilizatăpentru componentele fără mişcare relativă faţă de arbore )roţi fi#e*' centrarea pediametrul e#terior se utilizează în cazul roţilor montate liber.

Arborele primar primeşte mişcarea de la arborele cotit al motorului prinintermediul ambreia!ului" în cazul cutiilor de viteze transversale" sau prin intermediul

ambreia!ului şi arborele primar are o construcţie similară arborelui intermediar alcutiilor de viteză cu trei arbori.

%n cazul cutiilor de viteze pentru autoturisme de talie mică şi medie" roţiledinţate sunt fi#ate pe arbore. Dacă diametrele roţilor şi arborelui sunt compatibile cutehnologia de for!are" ele fac corp comun' dacă diametrele sunt foarte diferite" roţiledinţate sunt fi#ate prin fretare sau prin sudură prin fricţiune.

%n cazul cutiilor de viteze încărcate de momente de torsiune mari numai roţiletreptelor inferioare )@" @@* şi mers înapoi ; caracterizate de diametre mici ; fac corpcomun cu arborele" celelalte fiind montate liber.

De regulă lagărul anterior preia numai sarcinile radiale" iar lagărul posterior şisarcinile a#iale. %n funcţia de mărimea sarcinii a#iale" lagărul posterior poate firealizat cu rulmentul radial-a#ial cu bile )în cazul cutiilor de viteze transversale*" saucu rulment special dublu" cu bile sau role conice" ce poate prelua eforturile în ambelesensuri.

%n partea din faţă antrenarea arborelui primar de către discul condus deambreia! sau de către arborele ambreia! se face prin caneluri evolventice.

Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizatedupă soluţia totul faţă transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionulcilindric sau conic al angrena!ului transmisiei principale.

e arborele secundar sunt montate liber roţile dinţate conduse aleangrena!elor şi fi# radial şi a#ial elementele imobile ale sincronizatoarelor.

$rborele secundar se spri!ină pe carter pe două lagăre" al căror tip constructivdepinde de tipul transmisiei principale )cilindric conic* şi de momentul de încărcare./agărul anterior" situat în imediata vecinătate a pinionului transmisiei

principale" este un lagăr radial/agărul posterior este un lagăr ce poate prelua în ambele sensuri şi sarcinile

a#iale dezvoltate în angrena!ele treptelor şi angrena!ul transmisei principale.

7.!.!. $agărele cutiei de viteze

+unt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor sespri!ină pe carter pentru a le permite& fi#area şi ghidarea" rotaţia şi preluarea

eforturilor în timpul funcţionării.



rincipalele cerinţe funcţionale sunt& funcţionarea silenţioasă" capacitateportantă mare la un gabarit minim" durabilitate" regla!e minime în e#ploatare şi săpermită variaţiile de lungime ale arborilor.

%n construcţia cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare )lagăre fluide*şi lagăre cu rostogolire )rulmenţi*.

$legerea tipului de lagăr se face în funcţie de&- organizarea transmisiei ; carter comun al cutiei de viteze şi al punţii motoare'- poziţia motorului )transversal sau longitudinal*" ce implică utilizarea unui angrena!cilindric sau conic pentru transmisia principală'- poziţia cutiei de viteze ; în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestuia'- tipul şi mărimea încărcărilor ; radiale" radial-a#iale.

Lagărele cu alunecare )fluide* pentru spri!inirea arborilor mecanismuluireductor pe carter sunt utilizate în construcţia cutiilor de viteză" deoarece necesită oungere din abundenţă )sub presiune*" realizabilă" obligatoriu prin utilizarea uneipompe de ulei.

$vanta!ele acestui tip de lagăr sunt& suportă sarcini radiale foarte mari la ungabarit minim )A"AA1 faţă de A"AA17 în cazul rulmenţilor cu bile" sau A"AA<=A"AA7pentru rulmenţi cu role*.

5tilizate cu preponderenţă ca lagăre la arborele cotit al motorului au fostadoptate şi în construcţia cutiilor de viteze amplasate transversal" în partea inferioarăale acestora. 5ngerea comună a motorului şi cutiei de viteze se realizează de cătrepompa de ulei.

Lagărele cu rostogolire )rulmenţi* sunt cele mai răspândite în construcţiacutiilor de viteze" deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare.

Clasificarea rulmenţilor cutiilor de viteze şi caracteristicile lor generale suntcuprinse în tabelul 0.1.

%abelul 7.1. 9ipuri de rulmenţi utilizaţi în cutiile de viteză



%n corelaţie cu prezentările de mai înainte şi cu recomandările din tabelul 0.1. în figura 0.> se prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile deviteze.

9ipul rulmentului Capacitatea de a prelua forţaa#iale Radiale

R u l m e n ţ i s i m p l i i

Rulmenţi radiali cu bile peun rând cu calea de rulare

adâncă

Depinde deadâncimea

canalelor dincăile derulare

edie

Rulmenţi radiali-a#iali cubile cu simplu efect

edii într-unsingur sens

edie

Rulmenţi radiali-a#iali cu

role conice pe un singur rând

ari" într-un

singur sens

ari

Rulmenţi radiali cu rolecilindrice pe un singur rând

4ule ,oarte mari

Rulmenţi radiali cu ace 4ule ari

R

u l m e n ţ i c o m p u ş i

Rulmenţi radiali-a#iali cubile cu dublu efect

edii" înambelesensuri

ari

Rulmenţi radiali cu role

cilindrice pe două rânduri

,oarte mari"

în ambelesensuri

ari



Fig.7.&. /agăre cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze

Rulmenţii au în componenţă elemente de rostogolire ; bile" role" ace ;montate între inelul interior şi inelul e#terior. @nelele sunt solidarizate cu elementefi#e" respectiv mobile" ale lagărului.

%n cazul în care gabaritul disponibil este minim" unul dintre inele rulmenţilor cu

role cilindrice sau cu ace poate să lipsească" astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact direct cu un element e#terior )e#. roată liberă*" sau interior )e#. arboresecundar*.%n acest caz aceste căi de rulare neconvenţionale îndeplinesc cerinţelesevere de calitate şi duritate necesare bunei funcţionări.

ontarea rulmenţilor este dependentă de tipul lor. /a rulmenţii cu bile sau curole cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele" deoarece e#istăriscul deteriorării lagărului prin diminuarea !ocului de funcţionare. entru arbore)cazul general al rulmenţilor cutiei de viteze* inelul interior se montează cuBstrângere" iar inelul e#terior cu Bcu alunecare.

Rulmenţii cu role conice" în general" se montează pe arbore în pereche şi înopoziţie" în .

,orţele a#iale pot fi preluate şi printr-un rulment compus ; rulment biconic.Concepţia acestui tip de rulment simplifică construcţia ansamblului. Eocul defuncţionare" determinat constructiv" este marcat pe rulment" fără a se putea interveniiasupra mărimii lui.

7.!.". 'oţile dinţate

Roţile dinţate utilizate la cutiile de viteze au dantură înclinată" cu profil înevolventă. Roţile dinţate cu dinţi drepţi sunt simple şi ieftine dar funcţioneazăzgomotos şi se uzează rapid. 5tilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi" când se folosesc angrena!e decuplabile cu roţi baladoare.

Dantura înclinată se foloseşte întotdeauna când roţile dinţate sunt înangrenare permanentă. ,aţă de cele cu dinţi drepţi sunt mai rezistente" permitmicşorarea distanţei între a#e" funcţionează uniform şi cu zgomot redus. Ca



entru diminuarea frecărilor" zona de rezemare a roţii pe arbore este unsă forţat deuleiul centrifugal din canalele din arbore la rotirea arborelui. /a soluţia din figura0.7.b." roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de alunecare. %ntreroata dinţată şi arbore se introduce o bucşă de bronz" care înlătură fiecare dintrepiesele de oţel. %n figura 0.7.c. roata liberă se montează pe arbore prin intermediul

unui rulment cu ace într-o soluţie constructivă asemănătoare cazului precedent.5ngerea lagărului este făcută printr-un sistem de canale practicat în roţi.Deoarece roţile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin

solidarizarea lor cu arborele de susţinere prin intermediul mecanismelor de cuplare"roţile libere sunt prevăzute cu danturi de cuplare. %n vederea unei cuplări uşoare"danturile de cuplare se e#ecută cu module mici" astfel cala diametre de divizarereduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinţi.

Roţile dinţate din cutiile de viteze se e#ecută din oţel aliat" respectiv oţel aliatsuperior" la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. iezuldintelui trebuie să fie tenace" pentru a suporta sarcinile mari de şoc" şi suficient derezistent la încovoiere" iar suprafeţele de contact să fie dure" spre a rezista la uzură.

7.!.&. ecanisme de cuplare a treptelor

/a angrena!ele de roţi dinţate aflate permanent în angrenare" solidarizarea roţiilibere pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanisme de cuplare.4ecesitatea mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcţionareale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteză" când între elementele anterior cuplate şi cele care urmează a se cupla apar viteze unghiulare de rotaţie diferite. %naceste condiţii" pentru evitarea solicitărilor dinamice de impact la cuplarea treptelor"prin egalizarea vitezelor unghiulare este posibilă numai prin manevre de conducereefectuate de conducător

7.!.. *incronizatorul cu blocare +#',-A'/'

%n figura 0.7. se prezintă construcţia unui asemenea sincronizator.+incronizatorul este dispus pe arborele secundar F" între roţile dinţate libere1 şi G.Roţile dinţate sunt prevăzute cu suprafeţe de lucru tronconice şi cu danturi decuplare.

anşonul 7 al sincronizatorului" centrat pe canelurile arborelui secundar" este

fi# în direcţie a#ială. e circumferinţa manşonului sunt practicate" la distanţe egale"trei goluri a#iale" în care pătrund penele de > ale fi#atorului.anşonul 7 este prevăzut cu dantură e#terioară" cu care cuplează dantura

interioară a mufei <" care" prin deplasare a#ială" poate angrena cu danturile decuplare ale roţilor 1 sau G. enele de fi#are > sunt prevăzute în mi!loc cu nişteproeminenţe care se plasează într-un canal strun!it la mi!locul mufei de cuplare <.Cele trei piese ale fi#atorului sunt susţinute în mufa de cuplare de arcurile dee#pansiune 8.



@nelele de sincronizare2 şi 0 sunt piese din bronz.?le sunt prevăzute cu odantură e#terioară )danturăde blocare* identică cu

danturile de cuplare şi cu treicanale frontale" în carepătrund piesele > alefi#atorului" împiedicândrotirea inelului faţă demanşonul 7.

,olosind notaţii dinfigura 0.7. în figura 0.8. suntprezentate fazele defuncţionare alesincronizatorului.

Dacă mufa de cuplare< este deplasată a#ial" prinfi#atorul > şi arcurile 8 esteantrenat şi inelul desincronizare 0 )din partea deplasării*" carevine în contact cu suprafaţa de tronconică aroţii libere G )figura 0.8.a.*. Deoarece lăţimeafrezărilor din inele de sincronizare este maimare decât a pieselor > ale fi#atorului şianume cu !umătate din grosimea unui dintede cuplare" sub acţiunea momentului defrecare are loc o deplasare tangenţială ainelului de sincronizare faţă de manşonul 7.

$ceastă deplasare face ca dantura deblocare a inelului de sincronizare să seinterpună în faţa danturii mufei împiedicând înaintarea ei )figura 0.8.b.*. %n momentulegalizării vitezelor unghiulare" datorită forţelor tangenţiale ce apar între dantura de blocareşi dantura mufei" inelul se roteşte şi permitedeplasarea a#ială a mufei până angrenează

cu dantura de cuplare a roţii libere )figura0.8.c.*.

7.!.0. Carterul cutiei de viteze

Fig.7.7. ,azele de funcţionare alesincronizatorului Horg-Iarner

Fig.7.0 Construcţia sincronizatorului cu blocare Horg-



Carterul mecanismului reductor reuneşte elementele ansamblului cutiei deviteze şi le menţine în poziţia de funcţionare' prote!ează organele interne de mediule#terior şi conservă uleiul necesar ungerii şi răcirii elementelor aflate în mişcarerelativă' permite fi#area ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul

grupului motopropulsor compact' în cazul transmisiilor organizate după soluţia totulfaţă" înglobează mecanismele centrale ale punţii motoare& transmisia principală şidiferenţialul.

Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerinţe& să fierigid şi uşor" etanş" dar bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă lacreşterea temperaturii în funcţionare" puţin mai zgomotos prin evitarea amplificăriivibraţiilor provenite de la angrena!e şi de motor" să evacueze rapid căldura în timpulfuncţionării.

Concepte tehnologice

Concepţia carterului cutiei de viteze se face ţinând seama de& satisfacerearolului funcţional' tipul de organizare a echipamentului motopropulsor şi poziţia cutiei)longitudinală" transversală*' seria de fabricaţie' posibilităţile tehnologice' derivateleopţionale ale cutiei de bază )>#2 faţă" spate sau integrală*.

Deşi carterul poate satisface poate diferite cerinţe de fabricare" el poate finecorespunzător din punct de vedere al zgomotului în funcţionare. $ceasta sedatorează în general vibraţiilor emise de angrena!e" vibraţii care pot fi amplificate prinefectul de Bmembrană al unora dintre părţile laterale ale carterului.

Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzătoare a pereţilor ansamblului. %n stare de proiect" carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principaleenumerate. 9ehnologia adoptată de constructor poate sa-i confere în plus un raportde calitate(preţ optim.Comple#itatea" forma şi aspectul pieselor variază în funcţie de& materialele utilizate)aluminiu sau fontă* procedeul de turnare a semifabricatelor.

$legerea materialului depinde atât de aspecte funcţionale ; încărcare"zgomot" cât şi de aspecte tehnologice ; producţia zilnică" procedeul de turnare şitehnologia de uzinare disponibilă etc. De regulă" în construcţia unui carter al cutiei deviteze" datorită dificultăţilor de obţinere a calităţilor suprafeţelor la uzinare cu aceeaşiviteză de aşchiere şi modificării diferenţiate a formei şi dimensiunilor la creştereatemperaturii" se utilizează un singur tip de material.

Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare setoarnă din alia!e de aluminiu. Compoziţia chimică depinde de procedeul de turnare. $stfel se utilizează alia!ul& $+1A5> la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare' $+F5> la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie' $+75< la turnarea în formă de nisip a pieselor prototip şi serie foarte mică.

entilaţia carterului

,recările dintre elementele aflate în mişcare relativă sporesc temperaturainternă" ceea ce determină dilatarea aerului şi creşterea presiunii' la valori mari

creşterea presiunii poate deforma garniturile de etanşare" provocând pierderi de ulei.9emperatura poate urca până la 17AAC şi poate atinge chiar 10AAC )la nivelulsuprafeţelor de frecare ale sincronizatoarelor*.



entru a evita scurgerile de ulei" cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă deaerisire" ce permite ieşirea sau intrarea aerului" dar opreşte trecerea particulelor solide sau lichide.

$mplasarea supapei se face în partea superioară a carterului" într-o zonă înacre aceasta este prote!ată de stropii de ulei.

/tanşarea carterului cutiei de viteze

/a asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze e#istă două tipuri deetanşări&- etanşări între elementele statice )ce formează carterul cutiei de viteze*'- etanşări între elementele cu mişcare relativă )arbori" a#e şi carter*.

9ipul de etanşare între elementele statice depind de abaterile admise întrecomponentele ansamblului.

%n cazul preciziei necesare mari )e#.& semicartere* se utilizează o pastă de

elastomer" ce formează un filtru etanş între microneregularităţile suprafeţelor frezateaflate în contact.

%n cazul etanşării capace(carter se utilizează garnituri din&- hârtie )e#.& carter ambreia!(carter cutie de viteze la D$C@$ 1<1A*'- elastomer de formă toroidală )e#.& capac treapta a 6-a(carter cutie de viteze laD$C@$ 4ova*'- mastic de etanşare în cazul unor capace din tablă ambutisată.

Când este necesară etanşarea arborilor de transmisie intrare ; ieşire sau aa#elor de comandă se apelează la manşetele de etanşare cilindrice cu una sau cudouă margini de etanşare.

aterialele utilizate în construcţia acestora sunt dependente de regimul termicma#im al ansamblului cutiei de viteze& nitril )FAAC*" poliacrilat )12AAC* etc.

Construcţia carterului cutiei de viteze

Carterul asamblat )fig.0.G* reprezintă o soluţie specifică transmisiilor autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare organizate după soluţia totul faţă" cu motorulamplasat longitudinal sau transversal. 5zinarea este mai comple#ă decât cazulcarterului monobloc" deoarece se are în vedere e#istenţa unor suprafeţesuplimentare ; cele de asamblare şi cele de centrare a elementelor componente.

?ste compus din mai multe elemente" care sunt uzinate împreună pentru a formacarterul asamblat” .Carterul asamblat reprezintă o altă soluţie ce poate fi obţinut prin turnare sub

presiune a elementelor componente. 9urnarea sub presiune conferă pieselor finite&precizie mare" rigiditate satisfăcătoarele şi masă redusă.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale )fig.0.G.a.* satisface toatesoluţiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasatlongitudinal& clasică" totul faţă sau integrală. Construcţia este realizată din douăsemicartere ce conţin în planul de asamblare a#ele arborilor.



a* b* Fig.7.2. Construcţia carterului asamblat

,i#area pe motor a cutiei de viteze se face fie printr-o flanşă ce delimiteazăcarterul ambreia!" fie printr-un carter ambreia! separat.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze transversale )fig.6@@.G.b.* este constituitdin două sau din trei elemente care au suprafeţele de asamblare perpendiculare pea#ele arborilor.

+oluţia cu două elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori şi cinci

trepte )e#. D$C@$ 4ova*" sau trei arbori şi şase trepte )6/6 78" ?/ Calibra*.+oluţia cu trei elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori şi şase trepte),@$9 unto*.

?lementele ansamblului sunt& carter ambreia! şi mecanismele centrale alepunţii motoare' carter mecanism reductor cutie de viteze şi capac treapta a 6-a )doiarbori" cinci trepte* sau carter treptele a 6-a şi a 6@-a )doi arbori" şase trepte*.

7.!.7. 3ngerea cutiei de viteze

5ngerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuareapierderilor de energie prin frecare şi a uzurii componentelor cutiei de viteze şi pentruevacuarea căldurii.

odul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent depoziţia cutiei de viteze în raport cu motorul.

5ngerea mi#tă" sub presiune-barbotare" se foloseşte în cazul cutiei de vitezemontată sub motor" când ungerea este asigurată de uleiul motor şi se efectueazămi#t prin presiune şi barbotare.

5ngerea prin barbotare se foloseşte în cazul cutiei de viteze independentă demotor" situaţia ma!orităţii automobilelor" când nu dispune de o pompă de ulei.

entru asigurarea ungerii" roţile dinţate ale arborelui )arborilor* inferior sunt

parţial imersate în ulei" asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact.Centrifugarea uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne şi proiectarea unei cantităţi pe pereţii carterului. $cest contact cu carterulcontribuie în mare parte la răcirea uleiului.

%n plus" centrifugarea antrenează o circulaţie de ulei din centru către periferiapinioanelor. entru a valorifica acest fenomen" un aleza! practicat în interiorularborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui" realizând astfel ungereaaleza!elor roţilor libere.

5ngerea părţilor frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicareaunui canal circular e#centric pe faţa opusă mecanismului de cuplare" canal careasigură o circulaţie de ulei satisfăcătoare.

4ivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prinpoziţionarea buşonului de umplere pe unul din pereţii laterali la o înălţime precisdeterminată de constructor prin teste comple#e.



/a partea inferioară a carcasei se găseşte un buşon de golire" care esteprevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.

Fig.7.4. Cutii de viteze transversale cu doi arbori&a ; cutia de viteze Dacia 4ova' b ; cutia de viteze ,iat unto



Fig.7.15. Cutii de viteze transversale cu doi arboriCutia de viteze eugeot )C71A ; 7 rapoarte*

7.". 6redimensionarea angrenaelor de roţi dinţate

Calculul cutiilor de viteze urmăreşte determinarea parametrilor acestora pentruobţinerea" din faza de proiectare" a unor calităţi dinamice şi economice optime pentruautomobilul respectiv.

Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea şi verificarea angrena!elor"dimensionarea şi verificarea arborilor" calculul rulmenţilor" dispozitivelor de cuplare a

treptelor şi calculul elementelor mecanismului de acţionare.?tapele de calcul la dimensionarea angrena!elor presupune dimensionareageometrico-cinematică" verificarea de rezistenţă şi verificarea durabilităţii.

7.".1. 8imensionarea geometricocinematică

$ceastă etapă cuprinde determinarea numărului de dinţi ai roţilor care compunangrena!ele" predimensionarea modulului danturii" determinarea distanţei între a#e şia elementelor geometrice ale roţilor şi angrena!elor.

roiectarea cutiei de viteze este precedată de un studiu al soluţiilor similare de

cutii de viteze" utilizate la automobilele din segmentul concurenţial în care urmează ase include automobilul proiectat. %n aceste condiţii" pentru calculele depredimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roţilor dinţate să se



adopte valori similare celor ale tipurilor similare" e#istente şi care s-au doveditcorespunzătoare. omentul se determină funcţie de momentul la arborele secundar s pentru treapta a @-a&

mN i c! c! s ⋅=⋅⋅=⋅⋅= 80"780F7"A2<"<1G711 η )0.1*

unde&- J1G7 4m & momentul ma#im al motorului'- icv1J<"2< & raportul de transmitere a treptei întâi de viteze'- ηcvJA"F7 & randamentul cutiei de viteze.

6alorile spre limita inferioară se vor alege la cutiile de viteze de autoturisme"unde se impun dimensiuni de gabarit cât mai mici şi funcţionare cât mai silenţioasă"iar valorile superioare )datorită capacităţii mărite de încărcare a dinţilor* se vor alegepentru automobilele ce funcţionează în condiţii grele de e#ploatare )automobile deteren*.

$dopt conform +9$+ G21-G2 modulul normal&

mnJ2"7 mm

Determinarea distanţei dintre a#e şi a numerelor de dinţi ai roţilor dinţate seface ţinând seama de&- realizarea" pe cât posibil" a rapoartelor de transmitere determinate din condiţiile deconlucrare motor-transmisie" având în vedere faptul că roţile dinţate au un număr întreg de dinţi'- obţinerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea" pentru roata cu cel maimic diametru" a numărului minim de dinţi'

entru roţile dinţate ale cutiilor de viteze cu doi arbori" numerele de dinţi aleroţilor de pe arborele primar sunt date de relaţia

( )c!"

"

" i m

Az

+⋅⋅⋅

=1

cos2 β )0.2*

iar pentru cele ale arborelui secundar&

( )c!"

c!" "

" i m

i Az

+⋅⋅⋅⋅

=1

cos2: β )0.<*

unde i c!" este raportul de transmitere al treptei " de viteze.Cunoscând modulul normal" unghiul de înclinare al danturii şi numărul de dinţi"

se pot determina elementele geometrice ale roţilor dinţate şi ale angrena!elor.Calculul geometric şi cinematic se efectuează conform +9$+ 1222<-G> referitor laangrena!e paralele cilindrice e#terioare" cu danturi înclinate în evolventă. +imbolurileşi termenii folosiţi în continuare sunt conform +9$+ F17-GA)tabel 0.2*.



e baza datelor iniţiale necesare" specificate în tabelul 0.2" calcululelementelor geometrice ale angrena!elor sunt prezentate în tabelul 0.<. calculelegeometrice şi cinematice ale angreena!elor trebuie efectuate" de regulă" cu precizierelativ mare.entru a evita erori dimensionale de calcul mai mari decât A"AA1mm" serecomandă e#primarea funcţiilor trigonometrice cu precizie de mai puţin 8=0 cifre

zecimale şi realizarea calculelor" în general" cu precizie similară. %n tabelul 0.>. sunt prezentate valorile obţinute în calculul geometric şi cinematic

pentru fiecare treaptă de viteză.După ce s-a adoptat numărul de dinţi ai pinionului şi roţii corespunzătoaretreptei întâi de viteze" se poate calcula distanţa dintre a#e cu formula&

( )mm

z z ma

n 8A>"G<2Acos2

*>G17)7"2

cos2 A

11 =⋅

+⋅=

⋅′+⋅

=β

)0.>*

%abelul 7.!. Date iniţiale

4r.poz.

Denumirea elementului +imbol @ndicaţia deadoptare

+tandardeaferente

1 4umărul de dinţi&- la pinion- la roată

z1 17

z32 z31J z1⋅icv1J>G

2 odulul normal mn 2"7 +9$+ G22-G2< 5nghiul de înclinare de

divizareβ 2AA

> 5nghiul de presiune dereferinţă normalαn αnJ2AA +9$+ G21-G2

7 Coeficientul normal al capuluide referinţă

hKan hK

anJ1 +9$+ G21-G2

8 Coeficientul normal al !oculuide referinţă la capul dintelui

cKn cK

nJA"27 +9$+ G21-G2

0 Coiefifientul normal aladâncimii de flancare a

capului dintelui

∆Ka,n Recomandări

în +9$+G21LG2

+e foloseşteca dată

iniţială numaila danturiflancate

G Coieficientul normal aladâncimii de flancare a

capului dintelui

+e indică printemă

+e foloseşteca dată

iniţială numaila danturiflancate



%abelul 7.". Calculul elementelor geometrice

4r.poz.

Denumirea elementului +imbol ,ormula de calcul

1 Distanţa între a#e de referinţă a ( )

β cos2

11

⋅

⋅′+= mz z a

2 5nghiul de presiune de referinţăfrontal

αt

⋅

=β

α α

cos2

nt

tg arctg

< 5nghiul de angrenare frontal αtM

⋅= .cosarccos t

#

t# a

aα α

> @nvoluta unghiului αt inv αt t t t tg in! α α α −=7 @nvoluta unghiului αtM invαtM #t t# t# tg in! α α α −=8 Coeficientul normal al deplasărilor

de profil însumate#ns

( )t t#

n

ns in! in! tg

z z $ α α

α −⋅

⋅+

=2

21

0 Coeficientul frontal al deplasărilor de profil însumate

#ts β cos⋅= nsts $ $

G Coeficientul normal al deplasărilor #n1 #n1

#n2 #n2

F Coeficientul frontal al deplasărilor de profil

#t1 #t1

#t1J #t2

1A odulul frontal mt

β cos

nt

mm =

11 Diametrul de divizare d1t mz d ⋅=

11

d31t

mz d

⋅′

=′

11

12 Raportul de transmitere i12

2

1

12

z

z i =

1< Diametrul de rostogolire dM1

21

1

1

2

z z

z ad # # +

⋅⋅=

dM2

21

2

2

2

z z

z ad # # +

⋅⋅=

1> Coeficientul normal de modificare adistanţei între a#e

Nn

n

# n

m

aa%

−=

17 Coeficientul normal de micşorare a !ocului de referinţă la cap ∆Nn nnsn % $ % −=∆18 Diametrul de picior df1

annan& m $ c 'd d ⋅−−⋅−=

1

KK

11 2

df2 ( ) annan&

m $ c 'd d ⋅−−⋅−=2

KK

22 2

10 %nălţimea de referinţă a dintelui hnnan mc '' ⋅+⋅=

KK2

1G Diametru de cap de referinţă da1 'd d & a ⋅+= 211

da2 'd d & & ⋅+= 222



bservaţii& $ngrena!ele cutiilor de viteze se verifică prin calculul la încovoierea dinţilor şi lapresiunea de contact

7.&. Calculul de rezistenţă şi veri9icare

angrenaelor de roţi dinţate

7.&.1. Forţele din angrenae

$ngrena!ele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinţilor şi lapresiunea de contact" în condiţiile solicitării sub acţiunea sarcinilor de regim şisarcinilor dinamice )sarcini de vârf*.

entru calculul danturii e#istă mai multe metode" dintre care cea mai frecventfolosită este metoda lui /eMis.

$ceastă metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediulunui dinte" considerat ca o grindă încastrată şi că asupra dintelui acţionează forţa

normală ,n după linia de angrenare 4-4 şi este aplicată la vârful dintelui.,orţa nominală se distribuie pe fâşia de contact dintre dinţii aflaţi în angrenareproducând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.

,uncţie de momentul de torsiune c al arborelui" forţa tangenţială sedetermină cu relaţia&

d

c t

(

) = )0.7*

unde&

- c & momentul la arborele roţii conducătoare a angrena!ului.

%abelul 7.&. Rezultatele calcului de geometric

4r.crt.

aram.calculat

9r. @ 9r. @@ 9r. @@@ 9r. @6 9r. 6z1 z:

1 z2 z:2 z< z:

< z> z:> z7 z:

7

1 β 2A 2>"71> 2F"1<F <1"080 <0"08>2 a G<"GA>< αt 1A"F8 11"<1 11"8G 11"<1 12"71> αtM 1A"F8 11"<1 11"8G 11"<1 12"717 invαt -1A"00 -11"11 -11">G -11"11 -12"2G8 invαtM -1A"00 -11"11 -11">G -11"11 -12"2G0 #ns A"AA A"AA A"AA A"AA A"AAG #ts A"AA A"AA A"AA A"AA A"AAF #n A"AA A"AA A"AA A"AA A"AA1A #t A"AA A"AA A"AA A"AA A"AA11 mt 2"88 2"07 2"G> 2"07 <"A712 d <0"27 1<A"<8 >F">8 11G"17 87"<> 1A2"20 G2">< G7"1G F1">1 08"1G1< i3 <"7A 2"<G 1"78 1"A< A"G<1> dM <0"27 1<2"F0 >F">8 11F"FF 88"<8 1A<"G8 G<"01 G8"7 F2"G> 00"<017 Nn A A A A A18 ∆Nn A A A A A10 df <1 12>"11 ><"21 111"F 7F"AF F8"A2 08"1G 0G"F< G7"18 8F"F<1G h 7"8<1F da1 >2"27 1<7"<8 7>">8 12<"17 0A"<> 120"20 G0">< FA"1G F8">1 G1"1G



Fig. 7.11. Definirea forţelor din roţile dinţate cilindrice cu dantură înclinată

,orţa nominală se calculează cu formula&

β α coscos ⋅= t

n

) ) )0.8*

Componenta radială se calculează cu formula&

β

α

cos

tg ) ) t r ⋅= )0.0*

şi solicită dintele la compresiune.Componenta a#ială" care se calculează cu formula&

β tg ) ) t a ⋅= )0.G*

nu determină solicitări asupra dintelui.

%n tabelul 0.7. sunt prezentate valorile pentru forţele din angrena!e.

7.&.!. Calculul de rezistenţă la :ncovoiere

e baza ipotezelor arătate" efortul unitar efectiv de încovoiere este dat derelaţia&

%abelul 7.. 6alorile forţelor din angrena!e

4r. crt. arametru 9r. @ 9r. @@ 9r. @@@ 9r. @6 9r. 61 c 718.><82 <<G.7A>> 221.<2FG 1>>.88 110.07<22 ,t F<81.>>8 0177.FF2 771F.22 >7<0.><7 >A0<"7<8< ,n 1A>FF.21 G2GG.G71 0>FF.702 782>.702 7><A.820> ,r <82<.0< 200A.A1F 22<<.7>F 1078.> 17FG.A0F7 ,a <>A7.>12. 28A<.1<> 28FA.<<2 187A.7G2 188>.GF<



i

&

c

e& z m

ε

ε

γ γ π

β σ ⋅

⋅⋅⋅⋅Ψ⋅⋅

=<

2cos2 )0.F*

unde&- z & numărul de dinţi ai roţii conducătoare'- ΨJ1"G7 &- γ εi & coeficient de repartizare al efortului.

Coeficientul de repartizare al efortului ţine cont de gradul de acoperire" iar pentru aceasta calculăm gradele de acoperire frontal şi suplimentar.

entru calculul gradului de acoperire frontal se utilizează relaţia&

β

α π

α α ε cos

sin

sinsin2

2

2

2

21

2

1

2

1 ⋅

⋅⋅

⋅−−+⋅−−=

o&

r& r ber& r be

& m

( ( ( ( ( ( )0.1A*

iar pentru gradul de acoperire suplimentar" utilizăm relaţia&

β π

β ε cos

sin⋅

⋅⋅

=m

*o

s )0.11*

unde&- Re1" Re2 & razele cercurilor de vârf ale roţilor din angrena!ul de calculat'- Rb1" Rb2 & razele cercurilor de bază'- αrf & unghiul frontal de angrenare'- αrf & unghiul frontal al profilului de referinţă

entru calculul la sarcini nominale de regim" la determinarea valorii efective aefortului unitar de încovoiere" momentul de calcul este determinat de momentulma#im al motorului ma$ şi de raportul de transmitere de la motor la angrena!ulcalculat prin relaţia&

t c i ′⋅= ma# )0.12*

%n cazul metodei /eMis" când se consideră că întreg momentul de torsiune setransmite printr-un singur dinte şi se negli!ează efectul compresiunii a#iale dat de

componenta radială a forţei normale" rezultă o supradimensionare a danturii. entruevitarea supradimensionării" în calculul de verificare valorile efective ale efortuluiunitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat'efortul admisibil de încărcare σai se adoptă" în mod convenţional" cu valori mairidicate celor definite din condiţia de rezistenţă la valoarea nominală a momentului&

c

r ai e&

σ σ σ =≤ )0.1<*

unde&

- cJ1"7 & coeficient de siguranţă.



/a calculul de verificare al roţilor dinţate la sarcini dinamice ma#ime )care apar la cuplarea bruscă a ambreia!ului şi la frânarea bruscă cu ambreia!ul cuplat*"momentul de calcul c se determină cu relaţia&

t d c i " ′⋅⋅= )0.1>*

unde&- & momentul ma#im al motorului'- i3t & raportul de transmitere de la motor la angrena!'- OdJ1"7 & coeficientul dinamic.

6alorile efective ale efortului unitar σef se compară în acest caz cu efortulunitar de curgere σc al materialului roţilor dinţate.

%n tabelul 6@@.7. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoierepentru toate treptele din cutia de viteze

7.&.". Calculul de rezistenţă la presiunea de contact

+ub acţiunea solicitărilor de contact de pe flancurile dinţilor poate apăreaoboseala straturilor de suprafaţă )sub formă de ciupituri" sfărâmări şi mai rar co!ire* şideformarea plastică a flancurilor dinţilor )sub formă de laminare" ciocănire" încreţire"ridare*.

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale )de regim* se faceutilizând relaţia lui Pertz&

ac c c &c me&c pi

i

*

i A

i % % % p ≤⋅

+⋅⋅

+⋅⋅⋅= 2

11ε )0.1>*

unde&- Nm & coeficientul de material'- Nfc & coeficient de formă în punctul de rostogolire'- Nεc & gradul de acoperire asupra capacităţii flancurilor.

Deformarea permanentă a flancurilor dinţilor la solicitările de contact are loccând eforturile unitare de contact" fie datorită unor suprasarcini" fie datorită ungeriisau randamentului termic necorespunzător" depăşesc limita de curgere.

entru calculul de rezistenţă la presiunea de contact sub acţiunea sarcinilor de

vârf" momentul c se înlocuieşte cu momentul dinamic d.

%abelul 7.. 6alorile efortului unitar efectiv de încovoiere

9reapta @ 9reapta @@ 9reapta @@@ 9reapta @6 9reapta 6QJ17 QJ>G QJ1F QJ>2 QJ21 QJ<2 QJ2G QJ2F QJ<A QJ2>

εf 1">G8 1"><G 1"1>G 1"<10 1"1G<εs A"8>G A"G<A 1"282 1"A7< 1"227Nεf <"<7 2"<< < 2">> 2"G7 2"7 2"8 2"7F 2"8 2"0Nε 1"1< 1"< 1"<2 1"< 1"22

σef paS 82.8A FA.AA 8A.A< 0<.G1 >G.78 77.<8 >1.78 >1.02 <7.18 <<.G8



7.&.&. eri9icarea la durabilitate a angrenaelor

%n afara unei rezistenţe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf" scoatereadin funcţiune a angrena!elor în e#ploatare apare frecvent datorită depăşirii limitei derezistenţă a materialului" provocată de sarcini periodice variabile. Durabilitateaangrena!elor este caracterizată de capacitatea de funcţionare îndelungată până la

atingerea valorilor ma#ime permise ale uzurilor şi până la apariţia oboseliimaterialului.entru efectuarea calcului de durabilitate se consideră că motorul dezvoltă un

moment mediu echivalent ech" la o turaţie medie echivalentă ωech.omentul mediu echivalent se calculează cu relaţia&

t c!med

rmed ec'

i

η ⋅= )0.17*

unde&

- rmed & momentul mediu la roţile motoare'- icvmed & raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze'- ηt & randamentul mecanic al transmisiei.

entru calculul momentului mediu la roţile motoare se utilizează relaţia&

Ai

r +

+

) r a

aa

r rmed

⋅⋅

= )0.18*

unde&

- A>"A=

med a

r

+

) & forţa specifică medie la roţile motoare'

- Ta & greutatea automobilului'- r r & raza de rulare a roţii'- iA & raportul de transmitere al transmisiei principale.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determină cu relaţia&

∑

∑=

=

=

=

⋅=

n"

"

"

n"

"

c!" "

c!med

i

i

1

1

β

β

)0.10*

unde&

- βO & timpul relativ de utilizare a treptei de viteze'- icvO & raportul de transmitere în treapta O de viteză'- n & numărul de trepte ale cutiei de viteze.

%abelul 7.0. 6alorile efortului unitar efectiv de încovoiere


Nm G"70

Nfc 10"2 18"G 18"8 18"> 17"FNεs A"G2A A"G27 A"G<A A"G0 A"0F1pefc paS 170"GG 2G2">< 1GA"8 28G"72 222"G> 20A"0> 270"8G 282"2> <AA">8 2G7"F7



9uraţia medie echivalentă se calculează cu relaţia&

c!med

r

amed ec' i i

r

! ⋅⋅=

Aω )0.1G*

unde&- ma#>7"A aamed ! ! ⋅= & viteza medie de deplasare a automobilului.

4umărul de solicitări la care este supus un dinte" pe durata e#ploatării întredouă reparaţii capitale )considerat ca durabilitate necesară*" se determină cu relaţia&

r

t

ec'r

i ,N

⋅⋅′′⋅⋅

⋅=π

β

21AAA )0.1F*

unde&- β & timpul relativ de utilizare a treptei respective'- + & spaţiul parcurs de automobil între două reparaţii capitale'- it & raportul de transmitere de la roţile motoare până la angrena!ul calculat'- r r & raza de rulare a roţii.

7.&.. Calculul la solicitarea de oboseală la :ncovoiere

Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de obosealăse determină din relaţia )0.F*" prin înlocuirea momentului c cu ech⋅i3t" ech fiinddeterminat de relaţia )0.18* şi i3 t raportul de transmitere de la motor la angrena!ulcalculat.

?forturile unitare efective obţinute la calculul la oboseală a danturii secompară cu efortul unitar la oboseală la încovoiere după ciclul pulsator σ4" dat derelaţia&

A

8

1

0

1

1

1A2

β

σ

σ +

⋅

=−

N N

)0.2A*

unde&- σ-1 & efortul unitar pe ciclu simetric'

-r σ

σ β 1

A

−=

- σr & efortul unitar de rupere'- 4 & numărul de cicluri pentru roata dinţată care se calculează'

$ngrena!ele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzătoare dinpunctul de vedere al rezistenţei la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea&

"

N e& ′

≤ σ

σ )0.21*

unde&- O3 & coeficientul de siguranţă la calculul la oboseală' coeficientul O3 se poatecalcula cu relaţia&

d " c " ′′⋅=′ )0.22*



unde&- 27"1=′′

d " & coeficient de dinamicitate'- c & coeficientul de siguranţă" se determină cu relaţia&

⋅⋅⋅⋅⋅= 21<21 c c " " " c

- O1 & coeficient ce ţine seama de concentraţia sarcinii pe lungimea dintelui'- O2 & coeficient care ţine seama de siguranţa necesară de funcţionare'- O< & coeficient care ţine seama de precizia metodelor de calcul'

-

2

1

c

c & coeficienţi care ţin seama de precizia de prelucrare şi de calitatea

suprafeţelor flancurilor dinţilor %n tabelul 0.0. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere la

solicitarea de oboseală la încovoiere pentru fiecare treaptă din cutia de viteze.

7.&.0 Calculul la oboseală la solicitarea de contact

?fortul unitar efectiv de contact de contact" pefc" se determină" în acest caz curelaţia )0.1>*" unde forţa tangenţială ,tJ,t ech" care se ia în calcul" corespundemomentului mediu echivalent" ech" dezvoltat la o turaţie medie echivalentă ωech.

6alorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie sădepăşească efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilităţiiimpuse.

?fortul unitar admisibil la contact este dat de relaţia&

Uc

p p N- ac = )0.2<*

unde&- p4c & efortul unitar de contact la oboseală" pentru un anumit număr de cicluri

echivalente 4ech'- c3 & coeficient de siguranţă'

?fortul unitar de contact pentru calculul de oboseală se determină cu relaţia&

8

ec'

bNc

N

N . " p ⋅⋅= )0.2>*

%n cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact" p ac ale

oţelurilor din care sunt e#ecutate roţile dinţate" pentru calculul la oboseală alflancurilor dinţilor" aceste eforturi trebuie corectate cu a!utorul coeficientuluidurabilităţii la solicitarea de contact Onc"dat de relaţia&

%abelul 7.7. +olicitarea de oboseală la încovoiere


Oni 1"A2G A"G22 A"G22 A"GA8 A"GG1σefc paS FG"1 GF"1 07">1 7G"7< 71"A8



8

ec'

bnc

N

N " = )0.27*

unde&- 4b & numărul ciclurilor durabilităţii de bază'- 4ech & numărul de cicluri de solicitare corespunzătoare durabilităţii cerute.

%n tabelul 0.G. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere lasolicitarea de oboseală la contact pentru fiecare treaptă din cutia de viteze.

7.. Calculul arborilor şi calculul recţiunilor

$rborii sunt solicitaţi la torsiune şi la încovoiere sub acţiunea forţelor dinorganele susţinute )roţi dinţate şi elemente de cuplare* şi organele de susţinere)lagăre*.

etodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinareaschemei de încărcare a arborilor" calculul reacţiunilor" calculul momentelor de

torsiune şi încovoiere" determinarea mărimii secţiunilor şi verificarea la rigiditate.

7..1. 8eterminarea schemei de :ncărcare a arborilorşi calculul reacţiunilor

%ncărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forţele dinangrenarea roţilor dinţate susţinute de arbori şi din lagărele de montare în carterulcutiei. %n figura 0.11. se prezintă schema de încărcare pentru arborii cutiei de vitezecu doi arbori" în cazul obţinerii treptei O de viteză.

,orţele din angrenare se determină cu relaţiile )0.7*" )0.8*" )0.0* şi )0.G*.Vinând seama de faptul că asupra arborilor acţionează forţe în planuri diferite" pentruuşurarea calculelor" aceste forţe se descompun în componente conţinute în planulformat de arborii mecanismului reductor şi în componente perpendiculare pe acestplan. Datorită faptului că la schimbarea treptelor de viteză se modifică atât forţele" câtşi poziţia roţilor active în raport cu reazemele" se schimbă şi reacţiunile din lagăre"motiv pentru care se impune determinarea lor prin cuplarea fiecăreia din treptelecutiei de viteze.

%abelul 7.2. +olicitarea de oboseală la contact


Onc 2 1"><A 1"21> 1"<GG 1"7GG

σefc paS 7<"<<0 81"A<1 07"2G1 G0"8F F8"8A<



Fig.7.11. +cheme de încărcare a arborilor din cutiile de viteze

Dacă se consideră arborii în echilibru static sub acţiunea forţelor din modelulmecanic din figura 0.11." pentru calculul reacţiunilor din lagărele cutiei de viteze serecomandă relaţiile de calcul din tabelul 0.8.

7..!. 8imensionarea arborilor la rezistenţă

Cunoscând forţele care solicită arborii şi punctele de lor de aplicaţie" sedetermină pentru fiecare treaptă de viteză valorile momentului de încovoiere i şi detorsiune t.

omentul încovoietor echivalent" calculat după teoria a @@@-a de rupere )ipotezaefortului tangenţial ma#im*&

22

t i ec' += )0.28*

Diametrul arborelui în secţiunea calculată se determină cu relaţia&

<

<2

ec'

ec' d

σ π ⋅⋅

= )0.20*

unde&- σa ech & efortul unitar echivalent admisibil.

/a calculul arborilor se stabilesc momentele i şi t pentru fiecare treaptă deviteză" luându-se în consideraţie situaţia cea mai dezavanta!oasă.

%n scopul asigurării unei rigidităţi suficiente" efortul unitar admisibil se adoptă înfuncţie de efortul corespunzător limitei de elasticitate în relaţia σε(σaiJ7=0.



%n tabelele 0.F. şi 0.1A sunt prezentate valorile momentelor şi a diametrelor

arborilor obţinute pentru fiecare treaptă de viteză.

%abelul 7.0. Relaţii pentru calculul reacţiunilor din lagărele cutiilor de viteză

$rbore +chema de încărcare aarborelui

Relaţii pentru calculul reacţiunilor

rimar lacutii de

viteze cudoi arbori

a" * ) / = '1

2

L

l ) 0 t" A

⋅=

1

1

L

l ) 0 t" *

⋅= '

1

2

L

r ) l ) 1 " a" r" A

⋅+⋅=

1

1

L

r ) l ) 1 " a" r" *

⋅−⋅=

+ecundar la cutii deviteze cudoi arbori

a" a2 ) ) / ′−′= ;( )

2

<27

L

l l ) l ) 0 t rc -

+⋅′−⋅′=

2

<>

L

l ) l ) 0 t tc 2

⋅′−⋅′=

( )

2

<27

L

r ) l l ) r ) l ) 1

dmar " a" r"

-

⋅′−+⋅′+′⋅′−⋅′=

2

<>

L

r ) l ) r ) l ) 1 dmar " a" r" 2

⋅′+⋅′−′⋅′+⋅′=

%abelul 7.7. ,orţele din angrena!e pentru arborele primar

l1immS

l2immS

rimmS

,ti4S

,ri4S

,ai4S

Qa4S

Qb4S

Wa4S

Wb4S

@ 2A 1F0 1G.82 F<81">> <82<"0< <>A7">1 G>FG 2<.G7 <<<8"22 1A2"0G@@ GG 12F 2>.0< 0177"FF 200A"A1 28A<"1< >27>"A2 G1<.<7 <A7A.87 2<GF.8G@@@ 111 1A8 <2.80 7827"<7 2208"7A 20>2"A8 20>0"0G F7A.0> 1GAG.GG 2<AF.21@6 10F <G >1.21 >7<0">< 1078"> 187A"7G 0F>"70 1AG8.F7 20>.7> 2FGF.>86 1G 21> >7.01 >A12"A> 170<"F7 182A"A8 -70<.17 2G7A.0> 201>.88 22G.<>

Tabelul 7.8. Forţele din angrenaje pentru arborele secundar

l1immS l2immS rimmS ,tiU4S ,riU4S ,aiU4S Qc4S Qd4S Wc4S Wd4S@ 2A 1F0 87.1G 8>2F.A1 70<<.<< 70<<.<< 1F1>7.< 1<><.7< -17801.88 -F7>.82@@ GG 12F 2>.0< 07GA.<< >FA0.7>. <GG0.GF 1>>2.80 1708.GG -1177G.<2 1<87.8G@@@ 111 1A8 71.1< 11G2.AF <<18.<0 2820.<G F872.G< 1G>8.>2 -00><.1> 18<F.80@6 10F <G >2.7F 188A.AA 22>A.7> 1007.1> 0800.7> 10<F.AA -7F8G.81 2771.G76 1G 21> <G.AF 2>>G.AA 1FAA.1> 17A7.8G 88A0.02 770.2G -2<80.28 -1AA.2>



%n figurile 0.12"=" 0.18. sunt prezentate diagramele de momente pentruarborele primar" iar în figurile 0.10."=" 0.21. sunt prezentate diagramele de momentepentru arborele secundar al cutiei de viteze.

a* plan orizontal b* plan vertical

Fig.7.1!. Diagramele de momente pentru arboreleprimar corespunzător treptei întâi

%abelul 7.4. omentele încovoietoare pentru arborele primar

ivma#

4mShma#

4mSti

4mSech

4mSd

mmSi

4mS

@ GG10G.A0 11FAF>.F 1>>88A 2A0AGG.1 2A.<8 1>G1G7.8@@ 18<F<8 2G8081.1 1>>88A <8A8A1.7 2>.>F <<A<1<.>@@@ 1>>F1<.8 210A87.7 1>>88A 2FG>A2.< 22.FF 28AFF<.1@6 2F717.11 7<G1A.2> 1>>88A 1701>A.0 1G.70 81<0<.<26 1F00<.80 -72F0> 1>>88A 177<1G.2 1G.7A 787>>.10

%abelul 7.15. omentele încovoietoare pentru arborele secundar

ivma#

4mShma#

4mSti

4mSech

4mSd

mmSi

4mS

@ 8<7>F.8F -77>7>7 718><8.2 08A><0.G <1.>A 77G10>.F@@ 10877F.F -8A8181 <<G7A>.> 018<02.8 <A.0G 8<1<71.<@@@ 1GF18F.7 -<>F<8A 221<2F.G >7>00F.8 28.>8 <F02G0.G@6 FG10A.>> -78FF1.1 1>>88A 1G<GGA.2 1F.78 11<71<.F6 >8G2F.7G 12180<> 11007<.2 122<<18 <8.GA 12108<7




Fig.7.1". Diagramele de momente pentru arboreleprimar corespunzător treptei a doua


Fig.7.1&. Diagramele de momente pentru arboreleprimar corespunzător treptei a treia




Fig.7.1. Diagramele de momente pentru arboreleprimar corespunzător treptei a patra


Fig.7.1. Diagramele de momente pentru arboreleprimar corespunzător treptei a cincea




Fig.7.10. Diagramele de momente pentru arborelesecundar corespunzător pimei trepte


Fig.7.17. Diagramele de momente pentru arborelesecundar corespunzător treptei a doua




Fig.7.12. Diagramele de momente pentru arborelesecundar corespunzător treptei a treia


Fig.7.14. Diagramele de momente pentru arborelesecundar corespunzător treptei a patra




Fig.7.!5. Diagramele de momente pentru arborelesecundar corespunzător treptei a cincea

entru arborele secundar adopt conform +9$+ 108F-8G caneluri cu profildreptunghiular serie mi!locie cu următoarele caracteristici geometrice&

număr de caneluri& zJG'diametrul interior& dJ>2 mm'diametrul e#terior& DJ>G mm.Diametrele arborilor se vor alege constructiv respectând diametrul minim calculat.

7..". eri9icarea rigidităţii

+olicitările de încovoiere şi de răsucire ale arborilor determină apariţia unor deformaţii elastice" care conduc la suprasolicitări ale dinţilor roţilor în angrenare"modifică legile angrenării şi reduc gradul de acoperire.

%n cazul unor deformaţii mari ale arborilor" polul angrenării e#ecută o mişcare

oscilatorie în !urul unei poziţii teoretice" determinând" pentru arborele condus" omişcare de rotaţie neuniformă şi o funcţionare zgomotoasă pentru cutia de viteze.Din aceste considerente" după dimensionarea arborilor din condiţia de

rezistenţă la solicitări compuse )torsiune şi încovoiere* se face şi verificarea rigidităţii)calculul deformaţiilor*. entru calculul săgeţii arborilor se consideră arborele desecţiune constantă" încărcat cu o singură forţă. ,olosind relaţiile de calcul din tabelul0.0." se pot determina săgeţile în plan orizontal" f N" şi în plan vertical f z. %n cazul încare asupra arborelui acţionează simultan mai multe forţe" săgeata rezultantă" însecţiunea şi în planul considerat" este dată de suma algebrică a săgeţilor ce apar subacţiunea forţelor luate individual.

Cunoscând valoarea săgeţii în plan orizontal şi vertical se determină săgeata

rezultantă cu relaţia&

ma#

22

ma# az % & & & & ≤+= )0.2G*



unde&- mm& a 17"A...1<"Ama# = & săgeata ma#imă admisibilă pentru treptele superioare'- mm& a 27"A...17"A

ma# = & săgeata ma#imă admisibilă pentru treptele inferioare.

%abelul 7.11. Relaţii pentru calculul deformaţiilorarborilor solicitaţi la încovoiere

+chema grinzii şisarcinii

,ormula fibrei medii deformate. +ăgeata îndreptul sarcinii

orţiunea

( ) $ b $ l $ 3 4

b) % ⋅−⋅+−⋅

⋅⋅⋅

= <22

8

( ) ( ) −+−⋅⋅+⋅−⋅⋅= <22

<

8a $ bl l

$ b

l

$ b

3 4

) %

3 4

ba) %

⋅⋅⋅⋅

=<1

22

1

De la $ la 1

De la 1 la H

%n punctul 1( ) ( )

−⋅++⋅⋅−

⋅⋅⋅

=l

l $ al $ l a

l

$ a

3 4

) %

<

8

−⋅

⋅⋅⋅⋅

= $ l

$

3 4

l a) %

2

2

8

( )

3 4

al a) %

⋅⋅

+⋅⋅=

<

2

1

De la $ la 1

De la 1 la H

%n punctul 1( )

−+

⋅−⋅

⋅⋅=

l

l $

l

$ $ l

3 4

%

<<

<8

−⋅⋅

⋅⋅=

2

2

8 l

$ $ l

3 4

%

( )al 3 4

a % ⋅+⋅⋅

⋅⋅⋅

−= <28

1

De la $ la 1

De la 1 la H

%n punctul 1

⋅

−−⋅−

⋅⋅⋅= $

l

al a

l

$

3 4

%

2<

<

22

<2

( )

⋅

−−⋅−−−

⋅⋅= $

l

al aa $ $

3 4

% 22<

<

22

<2

A1 =%

De la $ la 1

De la 1 la H

%n punctul 1



%n tabelul 0.12. şi 0.1<. sunt prezentate valorile săgeţilor calculate pentru arboreleprincipal" respectiv pentru arborele secundar.

+au utilizat notaţiile&- f N & săgeata pe direcţia a#ei N'- f z & săgeata pe direcţia a#ei z'- f & săgeata rezultantă'- f Ntr " f ztr " f tr & săgeţile arborelui secundar datorate transmisiei principale.

7.0. Calculul de alegere a lagărelor cutiei de viteze

%n ma!oritatea cazurilor lagărele cutiilor de viteze sunt lagăre de rostogolire. %ncalculul de determinare a rulmenţilor se ţine seama de caracterul sarcinilor" decondiţiile de monta! şi de durata de funcţionare.

Dependenţa dintre aceste mărimi este dată de relaţia&

p

e 2) - ⋅= )0.2F*

unde&- C & capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmentului'- D & durabilitatea necesară rulmentului'- ,e & forţa echivalentă medie'- p & e#ponent ce ţine cont de tipul rulmentului )pJ<" pentru rulmenţi cu bile'pJ1A(<" pentru rulmenţi cu role*.

Durabilitatea necesară a rulmentului" egală pentru toate lagărele cutiei deviteze" se dă în Oilometrii parcurşi. entru obţinerea durabilităţii în milioane de rotaţiise utilizează relaţia&

i

i i 2

r 2

med c!

r

A

>1A2

1 ⋅⋅⋅

⋅⋅=

π )0.<A*

Tabelul 7.12. Săgeţile pentru arborele primar

@mm>S

fNmmS

fzmmS

f mmS

@ 18G8<.0< A.A> A.A1 A.A>@@ <7<20.G1 A.17 A.A0 A.18@@@ 20>>8.2> A.1> A.AG A.18@6 11801.8< A.A< A.A1 A.A<6 11>F1.7 A.A< A.A< A.A>%abelul 7.1". +ăgeţile pentru arborele secundar

@mm>S

fNmmS

fzmmS

f mmS

fNtr mmS

fztr mmS

ftr mmS

@tr mm>S

@ 81<7F2.< A.AA2AF A.AAA>7 A.AA218 A.AA11G A.AA112 A.AA2>8 G<>0G7.8@@ 81<7F2.< A.AA7<8 A.AA2G2 A.AAG1A A.AA2>< A.AAA0> A.AA181 G<>0G7.8@@@ 81<7F2.< A.AA8>A A.AA1>2 A.AA82A A.AAAF7 A.AAA>G A.AA1A7 G<>0G7.8@6 81<7F2.< A.AAA7A A.AAA27 A.AA17> A.AAAG1 A.AAA<1 A.AAA8F G<>0G7.86 81<7F2.< A.AAA7A A.AAA7A A.AAA8G A.AAA8> A.AAA2G A.AAA8A G<>0G7.8



unde&- icv med & raportul de transmitere mediu al cutiei'- D & durabilitatea necesară a rulmentului'- iA & raportul de transmitere al punţii motoare'

- i & raportul de transmitere de la motor la arborele al cărui lagăr secalculează- r r & raza de rulare a roţii motoare.

/a determinarea forţei echivalente medii ,e se ţine seama de forţele a#iale şiradiale ce apar în lagăre în fiecare treaptă a cutiei de viteze. ?a se determină curelaţia&

( ) p

n"

" ec'

" " p

" e ) ) ∑=

=

⋅⋅=

1 ω

β ω )0.<1*

unde&- ,O & forţa echivalentă corespunzătoare treptei O de viteză'- βO & timpul relativ de utilizare a treptei O de viteză'- ωech & viteza unghiulară echivalentă a motorului.

,orţa ,O se determină cu relaţia&

5 " " $ 0 ( 6 / ) ⋅+⋅⋅= )0.<1*

unde&- 22

" " 5 % z ( += & forţa radială din lagăr" corespunzătoare treptei O de viteze'

- zO" NO & reacţiunile din lagăr'- #O & forţa a#ială din lagăr'- & coeficientul de transformare a sarcinii locale RO în sarcină

circumferenţială'- & coeficientul de transformare a sarcinii a#iale în sarcină radială- 6 & coeficientul de rotaţie.

Coeficienţii şi W se aleg din cataloagele de rulmenţi" în funcţie de tipulrulmentului şi de încărcarea lagărului.

6alorile forţelor radiale sunt date în tabelul 0.1>.

%n tabelul 0.17. sunt prezentate valorile pentru capacităţile de încărcare

corespunzătoare fiecărui lagăr în parte.

%abelul 7.1&. ,orţele radiale din lagăre

Ra4S

Rb4S

Rc4S

Rd4S

@ 0>A.A>F 0F87.0G< <G<A.A2< 8AA7.1>8@@ 1072.811 22>0.F7 7<G>.2F0 108<.211@@@ 2708.722 1G<2.0< >A<G.>AF 27>7.A>1@6 1>AF.82F 21<.>102 7F>8.>G1 >28.0>>26 28A.2271 <20G.7G2 722A.82 <28A.>21

%abelul 7.1. Capacităţile necesare rulmentţilor

p ,e D C $ <.<< 1A<88.>2 7>.7277 2>>A"<00H < 22<>F.F8 7>.7277 172A"12>C <.<< 1G100.02 88.FG>8> 7>AA.A7<D < 1A71F.28 88.FG>8> <202.12<



entru arborele primar al cutiei de viteze adopt&- conform +9$+ <A><(1-8G rulment radial cu role cilindrice pe un rând simbol N7385 cu următoarele caracteristici&DJ82 mm'dJ27 mm'HJ10 mm'CJ28AA da4'

CAJ17AA da4.- conform +9$+ <A>1(1-8G rulment radial cu bile pe un rând cu cale de rulare adâncăsimbol 6385 cu următoarele caracteristici&DJ82 mm'dJ27 mm'HJ10 mm'CJ108A da4'CAJ118A da4.

entru arborele secundar al cutiei de viteze adopt&- conform +9$+ <A><(1-8G rulment radial cu role cilindrice pe un rând simbol N7318 cu următoarele caracteristici&DJ11A mm'dJ7A mm'HJ20 mm'CJG7AA da4'CAJ78AA da4.- conform +9$+ <A>1(1-8G rulment radial cu bile pe un rând cu cale de rulare adâncăsimbol 6489 cu următoarele caracteristici&DJ11A mm'dJ>A mm'HJ20 mm'

CJ7AAA da4'CAJ<07A da4.

Calculul si Constructia Cutiei de Viteze.doc

Documents

Transcript of Calculul si Constructia Cutiei de Viteze.doc