CALCULUL SI CONSTRUCTIA CUTIEI DE VITEZE.pdf

ALTE DOCUMENTEUnitati de msura n sistemul international

Receptoare 2nd Hand (folosite) (Garantie 6 luni)

CONCURSUL PE MESERII - DOMENIULMECANIC

EXPERTIZ PRIVIND PROTECIA TERMIC

CALCULUL ANTICIPAT AL PESCAJELORPROVA SI PUPA

CALCULUL SI TRASAREA CURBEI DE

Username / Parola inexistente

Am uitat parola x Creaza cont nou

Home Exploreaza Upload

Administratie

Arta cultura

Biologie

Casa gradina

Diverse

Economie

Geografie

Gradinita

Istorie

Jurnalism

Limba

Literatura romana

Management

Medicina

Personalitati

Profesor scoala

Sociologie

Stiinta

Tehnica mecanicaAuto

Timp liber

Calculul si constructia cutiei de vitezetehnica mecanica

Calculul si constructia cutiei de vitezeCutiile de viteze actuale s-au diferentiat att ca principiu de functionare ct si ca mod de deservire. Din acest

punct de vedere trebuie sa se faca distinctie ntre agregatul de lucru ca transformator de cuplu si dispozitivul sausistemul de actionare prin care se alege regimul optim de functionare al cutiei de viteze.

Rezistentele la naintarea autovehiculului variaza mult n functie de conditiile de concrete de deplasare sicorespunzator acestora trebuie sa se schimbe si forta de tractiune la rotile motoare. Marea majoritate a automobileloractuale sunt echipate cu motoare cu ardere interna, a caror particularitate consta n faptul ca puterea maxima estedezvoltata la turatii foarte ridicate. Automobilul necesita puteri mari si la viteze mici, care nsa nu pot fi asigurate demotor datorita valorii relativ ridicate a turatiei minime stabile de functionare a acestuia. n consecinta, automobilultrebuie sa fie nzestrat cu un dispozitiv care sa permita schimbarea turatiei si momentul rotilor motoare n timpulmersului si sa asigure utilizarea integrala a puterii motorului la toate regimurile de functionare. Acestui scop i servestecutia de viteze, care ndeplineste functia unui variator de cuplu si turatie n transmisia autovehiculului, asigurndtotodata posibilitatea mersului napoi si functionarea motorului la regim de mers ncet, n gol, atunci cnd automobilulsta pe loc.

7.1. Alegerea tipului constructiv

Cutia de viteze realizeaza, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere numite trepte de viteza, acordareaposibilitatilor energetice ale motorului la cerintele energetice ale automobilului n miscare cu asigurarea unorperformante dinamice, de consum de combustibil si de poluare ct mai bune. Cutiei de viteze, a carei necesitate estedeterminata de incapacitatea de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea conditiilor de autopropulsare,ndeplineste urmatoarele functiuni:

schimbarea raportului de transmitere:

- este functia principala a unei cutii de viteze; se realizeaza astfel modificarea fortei de tractiune si a vitezei dedeplasare n functie de variatia rezistentelor la naintare si/sau de regimul de circulatie al automobilului; n plus oferaposibilitatea autopropulsarii automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate n mod direct de motorul cu ardereinterna care are turatia minima stabila relativ mare;

inversor al sensului de mers al automobilului:

- cum sensul de rotatie al motorului este prin conceptie unic, cutia de viteze contine elemente a caror dispunerepermite, cnd este necesara inversarea sensului de rotatie a arborelui de iesire;

STABILITATE STATICA CSS

PORNIREA SI FRANAREA MOTORULUIASINCRON

MANEVRA NAVEI IN CICLON IN EMISFERA NSI S

INDUCTOARE

TEHNOLOGIA DE INLOCUIRE, DEMONTARE, AGEAMULUI SI A MACARALEI DE USA

decupleaza motorul termic de rotile motoare (punct mort):

- deoarece prin conceptie, ambreiajul nu poate fi decuplat dect temporar, pentru situatiile n care este necesarafunctionarea motorului cu automobilul imobilizat, lantul cinematic este ntrerupt prin aducerea elementelor mobile decuplare ntr-o pozitie neutra.

n scopul asigurarii unei bune adaptabilitati a automobilului conditiilor concrete n care are loc deplasarea,cutia de viteze trebuie sa raspunda la o serie de cerinte, prin care:

- sa aiba posibilitatea realizarii unui numar ct mai mare de rapoarte de transmitere, iar marimea lor sa fie determinatan asa fel nct sa asigure o utilizare rationala a puterii n conditiile unor performante economice, dinamice si depoluare optime pentru caracteristica motorului cu care se conlucreaza;

constructia sa fie simpla, robusta, usoara, iar manevrarea sa fie simpla, precisa si comoda;

- n exploatare sa prezinte siguranta si ntretinere usoara iar manevrarea sa fie simpla, precisa si comoda;

- sa prezinte o gama larga de utilizare.

Dupa modul de modificare a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi cu variatia n trepte, cu variatiacontinua (progresiva), sau combinate. Dupa principiul de functionare, cutiile de viteze pot fi mecanice, hidraulice sauelectrice.

Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai raspndite la constructiile actuale de automobile. Modificarearaportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roti dintate (cutii de viteze n trepte), sau prinintermediul unor elemente de frictiune (cutii de viteze continue).

Dupa modul de actionare deosebim cutii de viteze cu actionare manuala, (neautomate), cutii de vitezesemiautomate si cutii de viteze automate.

Structural, cutiile de viteza n trepte sunt formate din lanturi cinematice paralele (utiliznd si elementecomune), egale ca numar cu treptele de viteza si constituite din reductoare cu roti dintate si axe fixe sau mobile(planetare). Aceste reductoare formeaza mecanismul reductor al cutiilor de viteza.

Functionarea independenta a lanturilor cinematice se asigura prin montarea n fiecare lant cinematic a rotiicu cea mai mica turatie independenta de rotatia arborelui de sustinere (libera). Functionarea cutiei de viteze ntr-oanumita treapta se obtine prin solidarizarea la rotatie a rotii libere cu arborele de sustinere. Pentru solidarizare se utilizeaza mecanisme de cuplare a treptelor.

Comanda cuplarii, selectarea treptei si mentinerea treptei cuplate se face prin mecanismul de actionare.

Organizarea mecanismului reductor este realizata n concordanta cu:

- solutia de organizare a echipamentului de tractiune;

- pozitia motorului n raport cu axa longitudinala a automobilului;

- dispunerea cutiei de viteze fata de motor;

- marimea fluxului de putere transferat si cu numarul necesar de trepte de viteza.

La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice n trepte, raportul de transmitere se poate realiza prin participarea:

- unui singur angrenaj de roti dintate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi arbori (fig.7.1,a);

- a doua angrenaje de roti dintate cu axe fixe, ca n cazul cutiilor de viteza cu trei arbori (fig.7.1,b);

- a trei angrenaje de roti dintate, dintre care doua cu axe fixe (organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori) si unul cu axe mobile (reductor planetar) ca n situatia cutiilor de vitezecu multiplicator planetar (fig.7,c).

Pentru realizarea treptei de mers napoi (figura 7.2), fata de treapta de mers nainte, unul din lanturile cinematice ale mecanismului reductor se realizeaza cu trei roti dintate.Roata intermediara zi, montata pe un ax suplimentar ce angreneaza simultan cu roata condusa z'1si cea conducatoare z'2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impunepentru acestea un sens identic de rotatie.

Lund ca elemente de baza arborii fata de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente solutii de organizare cinematica, functie de numarulacestora, sunt:

- mecanismul reductor cu doi arbori: primar si secundar;

- mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar si secundar.

Necesitatea mbunatatirii performantelor dinamice, economice si de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile sa optimizeze acordarea caracteristicii motorului lacerintele tractiunii. Una din caile prin care este posibil acest fapt este suplimentarea numarului de trepte de viteza. Realizarile practice aplicate n productia de serie pornind de lasolutiile clasice enumerate mai sus au sporit complexitatea ansamblului dar au pastrat n mare compactitatea.

Cele mai reprezentative solutii de acest gen sunt:

- mecanismul reductor cu trei arbori, dispus transversal: arbore primar si doi arbori secundari;

- mecanismul reductor cu patru arbori: arbore primar, doi intermediari si unul secundar;

- mecanismul reductor cu arbori multipli ce nsumeaza pe lnga: arborele primar, intermediar si secundar (organizati similar cu CV longitudinale cu trei arbori) si arborii multiplicatoruluide viteze.

Cutiile de viteze cu doi arbori se ntlnesc frecvent la autoturismele si autoutilitarele usoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal. Cutiile deviteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteza.

Organizare arborilor cutiei de viteze cuprind:

- arborele primar sau arborele de intrare ce primeste miscarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului si include sau sustine pinioanele conducatoare aleangrenajelor;

- arborele secundar sau arborele de iesire ce sustine sau include rotile conduse ale angrenajelor si transmite miscarea direct sau indirect catre puntea motoare.

Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt:

- intrarea si iesirea se face la o anumita distanta (distanta ntre axele angrenajelor) de aceeasi parte, n cazul solutiilor de organizare a transmisiei de tip totul fata, cnd n acelasicarter cu cutia de viteze se gasesc nglobate transmisia principala si diferentialul, sau n parti opuse n cazul solutiei clasice - motor fata, punte motoare spate - solutie specificaautoutilitarelor usoare, derivate din autoturisme;

Schema cinematica si de functionare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteza pentru mersul nainte si cu una pentru napoi este prezentata n figura 7.3. n reprezentareacinematica s-au utilizat simbolurile din tabelul 7.1.

Pe arborele primar ap se gasesc ntre lagarele rotilor fixe 1, 2, 3, 4 si n consola roata libera 5; rotile 1, 2, 3, 4 si 5 se afla permanent n angrenare cu rotile 1', 2', 3', 4',montate libere si 5' montata fix pe arborele secundar as.

n vecinatatea rotilor libere se gasesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s1 , s2 , si s3 , ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obtinerea treptelor de mersnainte.

Functionarea cutiei de viteze pentru mers nainte ntr-o treapta oarecare are loc astfel: de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap , rotii dintateconducatoare r, rotii dintate conduse r' si arborelui secundar as.

Legatura ntre roata libera si arborele pe care acesta se sprijina se face prin dantura de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea mansonului acestuia din pozitia neutra.

Rotile dintate 6, fixa pe arborele primar, si 6', solidara cu mansonul de decuplare al sincronizatorului s2 servesc la obtinerea treptei de mers napoi.

Fig.7.3. Organizarea cinematica si schema de functionare

pentru cutia de viteze cu doi arbori a)-organizarea cinematica; b)-lanturile cinematice de

functionare n treptele 1.4; c)-lantul cinematic de functionare n treapta de mers napoi; d)-lantul cinematic al treptei a 5-a.

Cuplarea treptei de mers napoi, posibila numai n pozitia neutra a sincronizatoarelor s1 , s2 , si s3 se face prin deplasarea rotii baladoare intermediare rb , n pozitia n careangreneaza simultan cu celelalte roti 6 si 6'. Aflarea n angrenare a celor trei roti determina inversarea sensului de miscare la arborele secundar fata de cazul cuplarii treptelor demers nainte.

7.2. Organizarea cinematica a mecanismului reductor

7.2.1 Arborii cutiei de viteze

Arborii cutiile de viteze se monteaza pe carter tinnd seama de organizarea ansamblului si de particularitatile de functionare ale fiecaruia dintre arbori. Ei sunt consideratiarbori lungi. Lungimea lor este determinata de solutia constructiva aleasa, de numarul de trepte de viteza, de dimensiunile elementelor de cuplare si de felul etansarilor. De aceea, laproiectare trebuie realizata posibilitatea dilatarilor termice, pentru a nu se influenta marimea jocurilor din lagare.

Lund n considerare deformatiile termice precum si necesitatea preluarii eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roti dintate cu dantura nclinata si dinmecanismele de cuplare, rezulta ca regula generala faptul ca lagarele pe care se sprijina arborii se monteaza unul fix n directie axial, pentru preluarea fortelor axiale, iar celalalt libern directie axiala, pentru preluarea deformatiilor termice.

Asamblarea componentelor ce urmeaza a fi solidarizate cu arborii (roti dintate, butuci ai sincronizatoarelor etc.) se realizeaza prin caneluri. Cel mai utilizat tip de caneluri estecel cu profil evolventic. Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe canelurilor sau pe diametrul exterior. Centrarea pe flancuri este utilizata pentru componentele faramiscare relativa fata de arbore (roti fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizeaza n cazul rotilor montate liber.

Arborele primar primeste miscarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului, n cazul cutiilor de viteze transversale, sau prin intermediul ambreiajului siarborele primar are o constructie similara arborelui intermediar al cutiilor de viteza cu trei arbori.

n cazul cutiilor de viteze pentru autoturisme de talie mica si medie, rotile dintate sunt fixate pe arbore. Daca diametrele rotilor si arborelui sunt compatibile cu tehnologia deforjare, ele fac corp comun; daca diametrele sunt foarte diferite, rotile dintate sunt fixate prin fretare sau prin sudura prin frictiune.

n cazul cutiilor de viteze ncarcate de momente de torsiune mari numai rotile treptelor inferioare (I, II) si mers napoi - caracterizate de diametre mici - fac corp comun cuarborele, celelalte fiind montate liber.

De regula lagarul anterior preia numai sarcinile radiale, iar lagarul posterior si sarcinile axiale. n functia de marimea sarcinii axiale, lagarul posterior poate fi realizat curulmentul radial-axial cu bile (n cazul cutiilor de viteze transversale), sau cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile n ambele sensuri.

n partea din fata antrenarea arborelui primar de catre discul condus de ambreiaj sau de catre arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice.

Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate dupa solutia totul fata transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic alangrenajului transmisiei principale.

Pe arborele secundar sunt montate liber rotile dintate conduse ale angrenajelor si fix radial si axial elementele imobile ale sincronizatoarelor.

Arborele secundar se sprijina pe carter pe doua lagare, al caror tip constructiv depinde de tipul transmisiei principale (cilindric conic) si de momentul de ncarcare.

Lagarul anterior, situat n imediata vecinatate a pinionului transmisiei principale, este un lagar radial

Lagarul posterior este un lagar ce poate prelua n ambele sensuri si sarcinile axiale dezvoltate n angrenajele treptelor si angrenajul transmisei principale.

7.2.2. Lagarele cutiei de viteze

Sunt componente prin intermediul carora arborii mecanismului reductor se sprijina pe carter pentru a le permite: fixarea si ghidarea, rotatia si preluarea eforturilor n timpulfunctionarii.

Principalele cerinte functionale sunt: functionarea silentioasa, capacitate portanta mare la un gabarit minim, durabilitate, reglaje minime n exploatare si sa permita variatiile delungime ale arborilor.

n constructia cutiilor de viteze sunt utilizate lagare cu alunecare (lagare fluide) si lagare cu rostogolire (rulmenti).

Alegerea tipului de lagar se face n functie de:

- organizarea transmisiei - carter comun al cutiei de viteze si al puntii motoare;

- pozitia motorului (transversal sau longitudinal), ce implica utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principala;

- pozitia cutiei de viteze - n prelungirea motorului sau n partea inferioara a acestuia;

- tipul si marimea ncarcarilor - radiale, radial-axiale.

Lagarele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt utilizate n constructia cutiilor de viteza, deoarece necesita o ungere dinabundenta (sub presiune), realizabila, obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei.

Avantajele acestui tip de lagar sunt: suporta sarcini radiale foarte mari la un gabarit minim (0,001 fata de 0,0015 n cazul rulmentilor cu bile, sau 0,003.0,005 pentru rulmenti curole).

Utilizate cu preponderenta ca lagare la arborele cotit al motorului au fost adoptate si n constructia cutiilor de viteze amplasate transversal, n partea inferioara ale acestora.Ungerea comuna a motorului si cutiei de viteze se realizeaza de catre pompa de ulei.

Lagarele cu rostogolire (rulmenti) sunt cele mai raspndite n constructia cutiilor de viteze, deoarece se adapteaza perfect ungerii prin barbotare.

Clasificarea rulmentilor cutiilor de viteze si caracteristicile lor generale sunt cuprinse n tabelul 7.1.

Tabelul 7.1. Tipuri de rulmenti utilizati n cutiile de viteza

n corelatie cu prezentarile de mai nainte si cu recomandarile din tabelul 7.1. n figura 7.4 se prezinta o sinteza a lagarelor cu rostogolire utilizate n cutiile de viteze.

Fig.7.4. Lagare cu rostogolire utilizate n cutiile de viteze

Rulmentii au n componenta elemente de rostogolire - bile, role, ace - montate ntre inelul interior si inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile,ale lagarului.

n cazul n care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmentilor cu role cilindrice sau cu ace poate sa lipseasca, astfel nct corpurile de rostogolire sunt n contactdirect cu un element exterior (ex. roata libera), sau interior (ex. arbore secundar).n acest caz aceste cai de rulare neconventionale ndeplinesc cerintele severe de calitate si duritatenecesare bunei functionari.

Montarea rulmentilor este dependenta de tipul lor. La rulmentii cu bile sau cu role cilindrice nu se monteaza niciodata cu strngere ambele inele, deoarece exista risculdeteriorarii lagarului prin diminuarea jocului de functionare. Pentru arbore (cazul general al rulmentilor cutiei de viteze) inelul interior se monteaza cu "strngere", iar inelul exterior cu"cu alunecare".

Rulmentii cu role conice, n general, se monteaza pe arbore n pereche si n opozitie, n "X".

Fortele axiale pot fi preluate si printr-un rulment compus - rulment biconic. Conceptia acestui tip de rulment simplifica constructia ansamblului. Jocul de functionare, determinatconstructiv, este marcat pe rulment, fara a se putea intervenii asupra marimii lui.

7.2.3. Rotile dintate

Rotile dintate utilizate la cutiile de viteze au dantura nclinata, cu profil n evolventa. Rotile dintate cu dinti drepti sunt simple si ieftine dar functioneaza zgomotos si se uzeazarapid. Utilizarea lor este limitata de realizarea treptei de mers napoi, cnd se folosesc angrenaje decuplabile cu roti baladoare.

Dantura nclinata se foloseste ntotdeauna cnd rotile dintate sunt n angrenare permanenta. Fata de cele cu dinti drepti sunt mai rezistente, permit micsorarea distantei ntreaxe, functioneaza uniform si cu zgomot redus. Ca dezavantaje utilizarea danturii nclinate determina aparitia fortelor axiale cu necesitatea preluarii lor, iar n utilizarea angrenajelorpermanente determina aparitia reducerea randamentului, prin frecarile suplimentare dintre roti si arbore, si lungimea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul denclinare are valori cuprinse ntre 20.300, crescatoare de la prima spre ultima treapta de viteza.

Profilul utilizat pentru dantura este profilul n evolventa, deoarece asigura sporirea capacitatii portante a danturii, permite corectarea danturii si realizeaza functionarea farazgomot.

Toate angrenajele cutiei de viteze sunt corectate pe naltime prin deplasarea profilului sculei n raport cu cercul de divizare al rotii. n acest caz, naltimea totala a dinteluiramne neschimbata, schimbndu-se numai raportul ntre naltimea capului si a piciorului dintelui. n cazul angrenajului, deplasarea pozitiva a sculei se aplica rotii dintate de diametrumai mic. n raport cu deplasarea normala, la care linia mediana a naltimii profilului sculei este tangenta la cercul de divizare al rotii, la dantura corectata scula este departata cudistanta zm de cercul de divizare, spre exterior. Coeficientul zm, care exprima raportul dintre deplasarea radiala a liniei mediane a sculei si modulul danturii, se numeste coeficient dedeplasare specifica. Prin deplasare specifica pozitiva, la aceeasi naltime totala a dintelui, ca n cazul danturii normale, creste naltimea capului dintelui; n schimb naltimea picioruluidintelui se reduce. n consecinta, razele cercurilor interior si exterior s-au marit; dintele este flancat de alte portiuni de evolventa, mai departate de cercul de baza, cu raze de curburimai mari, respectiv cu forma mai plata. n felul acesta dintele a devenit mai robust la baza si mai ngust la periferie, iar grosimea dintelui masurata pe cercul de divizare a devenit maimare dect jumatatea pasului. Rezulta ca la corijarea prin deplasarea pozitiva a sculei se obtine un dinte mai rezistent.

La roata dintata cu diametrul mai mare se aplica deplasarea negativa a sculei, la care linia ei mediana se apropie de centrul rotii ramnnd distantata cu zm fata de cercul dedivizare. n acest caz rezulta un dinte mai gros la periferie, nsa piciorul slabit.

La rotile dintate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse si rotile au dimensiuni apropiate, se foloseste uneori corectarea danturii prin modificareaunghiului de angrenare de la 200 la 17030' sau la 140. Prin reducerea unghiului de angrenare a, gradul de acoperire creste iar presiunea normala pe dinte scade.

n constructia cutiei de viteze, rotile dintate pot fi montate dependente de rotatia arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a aratat ca rotile dependente pot fiexecutate mpreuna cu arborele, sau se monteaza pe arbori prin mbinari demontabile sau nedemontabile.

Rotile dintate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formeaza diferitele trepte de viteza, se monteaza fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagare dealunecare, sau lagare de rostogolire (fig.7.5.). n figura 7.5.a. se prezinta solutia de montare a rotii libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecarilor, zonade rezemare a rotii pe arbore este unsa fortat de uleiul centrifugal din canalele din arbore la rotirea arborelui. La solutia din figura 7.5.b., roata libera se monteaza pe arboreleintermediar prin lagar de alunecare. ntre roata dintata si arbore se introduce o bucsa de bronz, care nlatura fiecare dintre piesele de otel. n figura 7.5.c. roata libera se monteaza pearbore prin intermediul unui rulment cu ace ntr-o solutie constructiva asemanatoare cazului precedent. Ungerea lagarului este facuta printr-un sistem de canale practicat n roti.

Deoarece rotile libere participa la realizarea treptelor de viteza prin solidarizarea lor cu arborele de sustinere prin intermediul mecanismelor de cuplare, rotile libere suntprevazute cu danturi de cuplare. n vederea unei cuplari usoare, danturile de cuplare se executa cu module mici, astfel cala diametre de divizare reduse sa se dispuna de un numarct mai mare de dinti.

Rotile dintate din cutiile de viteze se executa din otel aliat, respectiv otel aliat superior, la care se aplica diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie safie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de soc, si suficient de rezistent la ncovoiere, iar suprafetele de contact sa fie dure, spre a rezista la uzura.

7.2.4. Mecanisme de cuplare a treptelor

La angrenajele de roti dintate aflate permanent n angrenare, solidarizarea rotii libere pentru realizarea treptei de viteza se face prin mecanisme de cuplare. Necesitateamecanismelor de cuplare este impusa de caracteristicile de functionare ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteza, cnd ntre elementele anterior cuplate si cele careurmeaza a se cupla apar viteze unghiulare de rotatie diferite. n aceste conditii, pentru evitarea solicitarilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, prin egalizarea vitezelorunghiulare este posibila numai prin manevre de conducere efectuate de conducator

7.2.5. Sincronizatorul cu blocare BORG-WARNER

n figura 7.5. se prezinta constructia unui asemenea sincronizator. Sincronizatorul este dispus pe arborele secundar 9, ntre rotile dintate libere1 si 8. Rotile dintate suntprevazute cu suprafete de lucru tronconice si cu danturi de cuplare.

Mansonul 5 al sincronizatorului, centrat pe canelurile arborelui secundar, este fix n directie axiala. Pe circumferinta mansonului sunt practicate, la distante egale, trei goluriaxiale, n care patrund penele de 4 ale fixatorului.

Mansonul 5 este prevazut cu dantura exterioara, cu care cupleaza dantura interioara a mufei 3, care, prin deplasare axiala, poate angrena cu danturile de cuplare ale rotilor 1sau 8. Penele de fixare 4 sunt prevazute n mijloc cu niste proeminente care se plaseaza ntr-un canal strunjit la mijlocul mufei de cuplare 3. Cele trei piese ale fixatorului suntsustinute n mufa de cuplare de arcurile de expansiune 6.

Inelele de sincronizare 2 si 7 sunt piese din bronz. Ele sunt prevazute cu o dantura exterioara (dantura de blocare) identica cu danturile de cuplare si cu trei canale frontale, ncare patrund piesele 4 ale fixatorului, mpiedicnd rotirea inelului fata de mansonul 5.

Folosind notatii din figura 7.5. n figura 7.6. sunt prezentate fazele de functionare ale sincronizatorului.

Daca mufa de cuplare 3 este deplasata axial, prin fixatorul 4 si arcurile 6 este antrenat si inelul de sincronizare 7 (din partea deplasarii), care vine n contact cu suprafata detronconica a rotii libere 8 (figura 7.6.a.). Deoarece latimea frezarilor din inele de sincronizare este mai mare dect a pieselor 4 ale fixatorului si anume cu jumatate din grosimea unuidinte de cuplare, sub actiunea momentului de frecare are loc o deplasare tangentiala a inelului de sincronizare fata de mansonul 5.

Aceasta deplasare face ca dantura de blocare a inelului de sincronizare sa se interpuna n fata danturii mufei mpiedicnd naintarea ei (figura 7.6.b.). n momentul egalizariivitezelor unghiulare, datorita fortelor tangentiale ce apar ntre dantura de blocare si dantura mufei, inelul se roteste si permite deplasarea axiala a mufei pna angreneaza cu danturade cuplare a rotii libere (figura 7.6.c.).

7.2.6. Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor reuneste elementele ansamblului cutiei de viteze si le mentine n pozitia de functionare; protejeaza organele interne de mediul exterior siconserva uleiul necesar ungerii si racirii elementelor aflate n miscare relativa; permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului n cazul grupului motopropulsor compact;n cazul transmisiilor organizate dupa solutia totul fata, nglobeaza mecanismele centrale ale puntii motoare: transmisia principala si diferentialul.

Carterul cutiei de viteze trebuie sa ndeplineasca urmatoarele cerinte: sa fie rigid si usor, etans, dar bine ventilat pentru a evita suprapresiunea interna la cresterea temperaturiin functionare, putin mai zgomotos prin evitarea amplificarii vibratiilor provenite de la angrenaje si de motor, sa evacueze rapid caldura n timpul functionarii.

Concepte tehnologice

Conceptia carterului cutiei de viteze se face tinnd seama de: satisfacerea rolului functional; tipul de organizare a echipamentului motopropulsor si pozitia cutiei (longitudinala,transversala); seria de fabricatie; posibilitatile tehnologice; derivatele optionale ale cutiei de baza (4x2 fata, spate sau integrala).

Desi carterul poate satisface poate diferite cerinte de fabricare, el poate fi necorespunzator din punct de vedere al zgomotului n functionare. Aceasta se datoreaza n generalvibratiilor emise de angrenaje, vibratii care pot fi amplificate prin efectul de "membrana" al unora dintre partile laterale ale carterului.

Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzatoare a peretilor ansamblului.

n stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface dect rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptata de constructor poate sa-i confere n plus un raport de calitate/pretoptim.

Complexitatea, forma si aspectul pieselor variaza n functie de: materialele utilizate (aluminiu sau fonta) procedeul de turnare a semifabricatelor.

Alegerea materialului depinde att de aspecte functionale - ncarcare, zgomot, ct si de aspecte tehnologice - productia zilnica, procedeul de turnare si tehnologia de uzinaredisponibila etc. De regula, n constructia unui carter al cutiei de viteze, datorita dificultatilor de obtinere a calitatilor suprafetelor la uzinare cu aceeasi viteza de aschiere si modificariidiferentiate a formei si dimensiunilor la cresterea temperaturii, se utilizeaza un singur tip de material.

Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor si autoutilitarelor usoare se toarna din aliaje de aluminiu. Compozitia chimica depinde de procedeul de turnare. Astfel seutilizeaza aliajul:

AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;

AS9U4 la turnarea statica n cochila metalica a pieselor de serie medie;

AS5U3 la turnarea n forma de nisip a pieselor prototip si serie foarte mica.

Ventilatia carterului

Frecarile dintre elementele aflate n miscare relativa sporesc temperatura interna, ceea ce determina dilatarea aerului si cresterea presiunii; la valori mari cresterea presiuniipoate deforma garniturile de etansare, provocnd pierderi de ulei. Temperatura poate urca pna la 1500C si poate atinge chiar 1700C (la nivelul suprafetelor de frecare alesincronizatoarelor).

Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapa de aerisire, ce permite iesirea sau intrarea aerului, dar opreste trecerea particulelor solide saulichide.

Amplasarea supapei se face n partea superioara a carterului, ntr-o zona n acre aceasta este protejata de stropii de ulei.

Etansarea carterului cutiei de viteze

La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze exista doua tipuri de etansari:

- etansari ntre elementele statice (ce formeaza carterul cutiei de viteze);

- etansari ntre elementele cu miscare relativa (arbori, axe si carter).

Tipul de etansare ntre elementele statice depind de abaterile admise ntre componentele ansamblului.

n cazul preciziei necesare mari (ex.: semicartere) se utilizeaza o pasta de elastomer, ce formeaza un filtru etans ntre microneregularitatile suprafetelor frezate aflate ncontact.

n cazul etansarii capace/carter se utilizeaza garnituri din:

- hrtie (ex.: carter ambreiaj/carter cutie de viteze la DACIA 1310);

- elastomer de forma toroidala (ex.: capac treapta a V-a/carter cutie de viteze la DACIA Nova);

- mastic de etansare n cazul unor capace din tabla ambutisata.

Cnd este necesara etansarea arborilor de transmisie intrare - iesire sau a axelor de comanda se apeleaza la mansetele de etansare cilindrice cu una sau cu doua margini deetansare.

Materialele utilizate n constructia acestora sunt dependente de regimul termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (900C), poliacrilat (1200C) etc.

Constructia carterului cutiei de viteze

Carterul asamblat (fig.7.8) reprezinta o solutie specifica transmisiilor autoturismelor si autoutilitarelor usoare organizate dupa solutia totul fata, cu motorul amplasat longitudinalsau transversal. Uzinarea este mai complexa dect cazul carterului monobloc, deoarece se are n vedere existenta unor suprafete suplimentare - cele de asamblare si cele decentrare a elementelor componente. Este compus din mai multe elemente, care sunt uzinate mpreuna pentru a forma "carterul asamblat".

Carterul asamblat reprezinta o alta solutie ce poate fi obtinut prin turnare sub presiune a elementelor componente. Turnarea sub presiune confera pieselor finite: precizie mare,rigiditate satisfacatoarele si masa redusa.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale (fig.7.8.a.) satisface toate solutiile de organizare a transmisiei care sunt folosite cnd motorul este amplasat longitudinal:clasica, totul fata sau integrala. Constructia este realizata din doua semicartere ce contin n planul de asamblare axele arborilor.

a) b)

Fig.7.8. Constructia carterului asamblat

Fixarea pe motor a cutiei de viteze se face fie printr-o flansa ce delimiteaza carterul ambreiaj, fie printr-un carter ambreiaj separat.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze transversale (fig.VII.8.b.) este constituit din doua sau din trei elemente care au suprafetele de asamblare perpendiculare pe axelearborilor.

Solutia cu doua elemente este specifica cutiilor de viteze cu doi arbori si cinci trepte (ex. DACIA Nova), sau trei arbori si sase trepte (VOLVO M56, OPEL Calibra). Solutia cutrei elemente este specifica cutiilor de viteze cu doi arbori si sase trepte (FIAT Punto).

Elementele ansamblului sunt: carter ambreiaj si mecanismele centrale ale puntii motoare; carter mecanism reductor cutie de viteze si capac treapta a V-a (doi arbori, cincitrepte) sau carter treptele a V-a si a VI-a (doi arbori, sase trepte).

7.2.7. Ungerea cutiei de viteze

Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesara pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare si a uzurii componentelor cutiei de viteze si pentru evacuareacaldurii.

Modul n care se realizeaza ungerea n cutiile de viteze este dependent de pozitia cutiei de viteze n raport cu motorul.

Ungerea mixta, sub presiune-barbotare, se foloseste n cazul cutiei de viteze montata sub motor, cnd ungerea este asigurata de uleiul motor si se efectueaza mixt prinpresiune si barbotare.

Ungerea prin barbotare se foloseste n cazul cutiei de viteze independenta de motor, situatia majoritatii automobilelor, cnd nu dispune de o pompa de ulei.

Pentru asigurarea ungerii, rotile dintate ale arborelui (arborilor) inferior sunt partial imersate n ulei, asigurnd n acest fel ungerea danturii aflate n contact. Centrifugareauleiului provoaca o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne si proiectarea unei cantitati pe peretii carterului. Acest contact cu carterul contribuie n mare parte la racireauleiului.

n plus, centrifugarea antreneaza o circulatie de ulei din centru catre periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat n interiorul arborilor permiteaspirarea uleiului prin centrul arborelui, realiznd astfel ungerea alezajelor rotilor libere.

Ungerea partilor frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe fata opusa mecanismului de cuplare, canal care asigura ocirculatie de ulei satisfacatoare.

Nivelul uleiului n baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin pozitionarea busonului de umplere pe unul din peretii laterali la o naltime precis determinata deconstructor prin teste complexe.

La partea inferioara a carcasei se gaseste un buson de golire, care este prevazut de cele mai multe ori cu un magnet ce colecteaza particulele metalice.

Fig.7.9. Cutii de viteze transversale cu doi arbori:

a - cutia de viteze Dacia Nova; b - cutia de viteze Fiat Punto

Fig.7.10. Cutii de viteze transversale cu doi arbori

Cutia de viteze Peugeot (C510 - 5 rapoarte)

7.3. Predimensionarea angrenajelor de roti dintate

Calculul cutiilor de viteze urmareste determinarea parametrilor acestora pentru obtinerea, din faza de proiectare, a unor calitati dinamice si economice optime pentruautomobilul respectiv.

Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea si verificarea angrenajelor, dimensionarea si verificarea arborilor, calculul rulmentilor, dispozitivelor de cuplare a treptelor sicalculul elementelor mecanismului de actionare.

Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea geometrico-cinematica, verificarea de rezistenta si verificarea durabilitatii.

7.3.1. Dimensionarea geometrico-cinematica

Aceasta etapa cuprinde determinarea numarului de dinti ai rotilor care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distantei ntre axe si aelementelor geometrice ale rotilor si angrenajelor.

Proiectarea cutiei de viteze este precedata de un studiu al solutiilor similare de cutii de viteze, utilizate la automobilele din segmentul concurential n care urmeaza a se includeautomobilul proiectat. n aceste conditii, pentru calculele de predimensionare se recomanda ca pentru modulul danturii rotilor dintate sa se adopte valori similare celor ale tipurilorsimilare, existente si care s-au dovedit corespunzatoare. Momentul se determina functie de momentul la arborele secundar Ms pentru treapta a I-a:

(7.1)

unde:

- MM=185 Nm : momentul maxim al motorului;

- icv1=3,23 : raportul de transmitere a treptei nti de viteze;

- hcv=0,95 : randamentul cutiei de viteze.

Valorile spre limita inferioara se vor alege la cutiile de viteze de autoturisme,unde se impun dimensiuni de gabarit ct mai mici si functionare ct mai silentioasa,iar valorile superioare (datorita capacitatii marite de ncarcare a dintilor) se voralege pentru automobilele ce functioneaza n conditii grele de exploatare(automobile de teren).

Adopt conform STAS 821-82 modulul normal:

mn=2,5 mm Determinarea distantei dintre axe si a numerelor de dinti ai rotilor dintate se face tinnd seama de:

- realizarea, pe ct posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din conditiile de conlucrare motor-transmisie, avnd n vedere faptul ca rotile dintate au un numar ntreg de dinti;

- obtinerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a numarului minim de dinti;

Pentru rotile dintate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numerele de dinti ale rotilor de pe arborele primar sunt date de relatia

(7.2)

iar pentru cele ale arborelui secundar:

(7.3)

unde icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteze.

Cunoscnd modulul normal, unghiul de nclinare al danturii si numarul de dinti, se pot determina elementele geometrice ale rotilor dintate si ale angrenajelor. Calculul geometric

si cinematic se efectueaza conform STAS 12223-84 referitor la angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi nclinate n evolventa. Simbolurile si termenii folositi n continuaresunt conform STAS 915-80(tabel 7.2).

Pe baza datelor initiale necesare, specificate n tabelul 7.2, calculul elementelor geometrice ale angrenajelor sunt prezentate n tabelul 7.3. calculele geometrice si cinematiceale angreenajelor trebuie efectuate, de regula, cu precizie relativ mare.Pentru a evita erori dimensionale de calcul mai mari dect 0,001mm, se recomanda exprimarea functiilortrigonometrice cu precizie de mai putin 6.7 cifre

zecimale si realizarea calculelor, n general, cu precizie similara.

n tabelul 7.4. sunt prezentate valorile obtinute n calculul geometric si cinematic pentru fiecare treapta de viteza.

Dupa ce s-a adoptat numarul de dinti ai pinionului si rotii corespunzatoare treptei nti de viteze, se poate calcula distanta dintre axe cu formula:

(7.4)

Observatii:

Angrenajele cutiilor de viteze se verifica prin calculul la ncovoierea dintilor si la presiunea de contact

7.4. Calculul de rezistenta si verificare

angrenajelor de roti dintate

7.4.1. Fortele din angrenaje

Angrenajele cutiilor de viteze se verifica prin calcul la ncovoierea dintilor si la presiunea de contact, n conditiile solicitarii sub actiunea sarcinilor de regim si sarcinilor dinamice(sarcini de vrf).

Pentru calculul danturii exista mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosita este metoda lui Lewis.

Aceasta metoda considera ca ntregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grinda ncastrata si ca asupra dintelui actioneaza forta normala Fn dupalinia de angrenare N-N si este aplicata la vrful dintelui.

Forta nominala se distribuie pe fsia de contact dintre dintii aflati n angrenare producnd ca solicitare principala presiuni specifice de contact.

Functie de momentul de torsiune Mc al arborelui, forta tangentiala se determina cu relatia:

(7.5)

unde:

- Mc : momentul la arborele rotii conducatoare a angrenajului.

Fig. 7.11. Definirea fortelor din rotile dintate cilindrice cu dantura nclinata

Forta nominala se calculeaza cu formula:

(7.6)

Componenta radiala se calculeaza cu formula:

(7.7)

si solicita dintele la compresiune.

Componenta axiala, care se calculeaza cu formula:

(7.8)

nu determina solicitari asupra dintelui.

n tabelul 7.5. sunt prezentate valorile pentru fortele din angrenaje.

7.4.2. Calculul de rezistenta la ncovoiere

Pe baza ipotezelor aratate, efortul unitar efectiv de ncovoiere este dat de relatia:

(7.9)

unde:

- z : numarul de dinti ai rotii conducatoare;

- Y=1,85 :

- gei : coeficient de repartizare al efortului.

Coeficientul de repartizare al efortului tine cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculam gradele de acoperire frontal si suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire frontal se utilizeaza relatia:

(7.10)

iar pentru gradul de acoperire suplimentar, utilizam relatia:

(7.11)

unde:

- Re1, Re2 : razele cercurilor de vrf ale rotilor din angrenajul de calculat;

- Rb1, Rb2 : razele cercurilor de baza;

- arf : unghiul frontal de angrenare;

- arf : unghiul frontal al profilului de referinta

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de ncovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim almotorului Mmax si de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relatia:

(7.12)

n cazul metodei Lewis, cnd se considera ca ntreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte si se neglijeaza efectul compresiunii axiale dat de componentaradiala a fortei normale, rezulta o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionarii, n calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compara cueforturile admisibile la ncovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de ncarcare sai se adopta, n mod conventional, cu valori mai ridicate celor definite din conditia derezistenta la valoarea nominala a momentului:

(7.13)

unde:

- c=1,5 : coeficient de siguranta.

La calculul de verificare al rotilor dintate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea brusca a ambreiajului si la frnarea brusca cu ambreiajul cuplat), momentul decalcul Mc se determina cu relatia:

(7.14)

unde:

- MM : momentul maxim al motorului;

- i' t : raportul de transmitere de la motor la angrenaj;

- kd=1,5 : coeficientul dinamic.

Valorile efective ale efortului unitar sef se compara n acest caz cu efortul unitar de curgere sc al materialului rotilor dintate.

n tabelul VII.5. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de ncovoiere pentru toate treptele din cutia de viteze

7.4.3. Calculul de rezistenta la presiunea de contact

Sub actiunea solicitarilor de contact de pe flancurile dintilor poate aparea oboseala straturilor de suprafata (sub forma de ciupituri, sfarmari si mai rar cojire) si deformareaplastica a flancurilor dintilor (sub forma de laminare, ciocanire, ncretire, ridare).

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utiliznd relatia lui Hertz:

(7.14)

unde:

- ym : coeficientul de material;

- yfc : coeficient de forma n punctul de rostogolire;

- yec : gradul de acoperire asupra capacitatii flancurilor.

Deformarea permanenta a flancurilor dintilor la solicitarile de contact are loc cnd eforturile unitare de contact, fie datorita unor suprasarcini, fie datorita ungerii saurandamentului termic necorespunzator, depasesc limita de curgere.

Pentru calculul de rezistenta la presiunea de contact sub actiunea sarcinilor de vrf, momentul Mc se nlocuieste cu momentul dinamic Md.

7.4.4. Verificarea la durabilitate a angrenajelor

n afara unei rezistente insuficiente la sarcini nominale sau de vrf, scoaterea din functiune a angrenajelor n exploatare apare frecvent datorita depasirii limitei de rezistenta amaterialului, provocata de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizata de capacitatea de functionare ndelungata pna la atingerea valorilor maximepermise ale uzurilor si pna la aparitia oboselii materialului.

Pentru efectuarea calcului de durabilitate se considera ca motorul dezvolta un moment mediu echivalent Mech, la o turatie medie echivalenta wech.

Momentul mediu echivalent se calculeaza cu relatia:

(7.15)

unde:

- Mrmed : momentul mediu la rotile motoare;

- icvmed : raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;

- ht : randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la rotile motoare se utilizeaza relatia:

(7.16)

unde:

- : forta specifica medie la rotile motoare;

- Ga : greutatea automobilului;

- rr : raza de rulare a rotii;

- i0 : raportul de transmitere al transmisiei principale.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determina cu relatia:

(7.17)

unde:

- bk : timpul relativ de utilizare a treptei de viteze;

- icvk : raportul de transmitere n treapta k de viteza;

- n : numarul de trepte ale cutiei de viteze.

Turatia medie echivalenta se calculeaza cu relatia:

(7.18)

unde:

- : viteza medie de deplasare a automobilului.

Numarul de solicitari la care este supus un dinte, pe durata exploatarii ntre doua reparatii capitale (considerat ca durabilitate necesara), se determina cu relatia:

(7.19)

unde:

- b : timpul relativ de utilizare a treptei respective;

- S : spatiul parcurs de automobil ntre doua reparatii capitale;

- i"t : raportul de transmitere de la rotile motoare pna la angrenajul calculat;

- rr : raza de rulare a rotii.

7.4.5. Calculul la solicitarea de oboseala la ncovoiere

Determinarea efortului unitar efectiv de ncovoiere la solicitarea de oboseala se determina din relatia (7.9), prin nlocuirea momentului Mc cu Mech i't, Mech fiind determinat derelatia (7.16) si i't raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Eforturile unitare efective obtinute la calculul la oboseala a danturii se compara cu efortul unitar la oboseala la ncovoiere dupa ciclul pulsator sN, dat de relatia:

(7.20)

unde:

- s-1 : efortul unitar pe ciclu simetric;

-

- sr : efortul unitar de rupere;

- N : numarul de cicluri pentru roata dintata care se calculeaza;

Angrenajele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzatoare din punctul de vedere al rezistentei la oboseala daca este satisfacuta inegalitatea:

(7.21)

unde:

- k' : coeficientul de siguranta la calculul la oboseala; coeficientul k' se poate calcula cu relatia:

(7.22)

unde:

- : coeficient de dinamicitate;

- c : coeficientul de siguranta, se determina cu relatia:

- k1 : coeficient ce tine seama de concentratia sarcinii pe lungimea dintelui;

- k2 : coeficient care tine seama de siguranta necesara de functionare;

- k3 : coeficient care tine seama de precizia metodelor de calcul;

- : coeficienti care tin seama de precizia de prelucrare si de calitatea

suprafetelor flancurilor dintilor

n tabelul 7.7. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de ncovoiere la solicitarea de oboseala la ncovoiere pentru fiecare treapta din cutia de viteze.

7.4.6 Calculul la oboseala la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv de contact de contact, pefc, se determina, n acest caz cu relatia (7.14), unde forta tangentiala Ft=Ft ech, care se ia n calcul, corespunde momentuluimediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turatie medie echivalenta wech.

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie sa depaseasca efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilitatii impuse.

Efortul unitar admisibil la contact este dat de relatia:

(7.23)

unde:

- pNc : efortul unitar de contact la oboseala, pentru un anumit numar de cicluri

echivalente Nech;

- c' : coeficient de siguranta;

Efortul unitar de contact pentru calculul de oboseala se determina cu relatia:

(7.24)

n cazul n care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale otelurilor din care sunt executate rotile dintate, pentru calculul la oboseala al flancurilor dintilor, acesteeforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilitatii la solicitarea de contact knc,dat de relatia:

(7.25)

unde:

- Nb : numarul ciclurilor durabilitatii de baza;

- Nech : numarul de cicluri de solicitare corespunzatoare durabilitatii cerute.

n tabelul 7.8. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de ncovoiere la solicitarea de oboseala la contact pentru fiecare treapta din cutia de viteze.

7.5. Calculul arborilor si calculul rectiunilor

Arborii sunt solicitati la torsiune si la ncovoiere sub actiunea fortelor din organele sustinute (roti dintate si elemente de cuplare) si organele de sustinere (lagare).

Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de ncarcare a arborilor, calculul reactiunilor, calculul momentelor de torsiune si ncovoiere,determinarea marimii sectiunilor si verificarea la rigiditate.

7.5.1. Determinarea schemei de ncarcare a arborilor

si calculul reactiunilor

ncarcarile arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de fortele din angrenarea rotilor dintate sustinute de arbori si din lagarele de montare n carterul cutiei. n figura 7.11. seprezinta schema de ncarcare pentru arborii cutiei de viteze cu doi arbori, n cazul obtinerii treptei k de viteza.

Fortele din angrenare se determina cu relatiile (7.5), (7.6), (7.7) si (7.8). innd seama de faptul ca asupra arborilor actioneaza forte n planuri diferite, pentru usurareacalculelor, aceste forte se descompun n componente continute n planul format de arborii mecanismului reductor si n componente perpendiculare pe acest plan. Datorita faptului cala schimbarea treptelor de viteza se modifica att fortele, ct si pozitia rotilor active n raport cu reazemele, se schimba si reactiunile din lagare, motiv pentru care se impunedeterminarea lor prin cuplarea fiecareia din treptele cutiei de viteze.

Fig.7.11. Scheme de ncarcare a arborilor din cutiile de viteze

Daca se considera arborii n echilibru static sub actiunea fortelor din modelul mecanic din figura 7.11., pentru calculul reactiunilor din lagarele cutiei de viteze se recomandarelatiile de calcul din tabelul 7.6.

7.5.2. Dimensionarea arborilor la rezistenta

Cunoscnd fortele care solicita arborii si punctele de lor de aplicatie, se determina pentru fiecare treapta de viteza valorile momentului de ncovoiere Mi si de torsiune Mt.

Momentul ncovoietor echivalent, calculat dupa teoria a III-a de rupere (ipoteza efortului tangential maxim):

(7.26)

Diametrul arborelui n sectiunea calculata se determina cu relatia:

(7.27)

unde:

- sa ech : efortul unitar echivalent admisibil.

La calculul arborilor se stabilesc momentele Mi si Mt pentru fiecare treapta de viteza, lundu-se n consideratie situatia cea mai dezavantajoasa.

n scopul asigurarii unei rigiditati suficiente, efortul unitar admisibil se adopta n functie de efortul corespunzator limitei de elasticitate n relatia se/sai=5.7.

n tabelele 7.9. si 7.10 sunt prezentate valorile momentelor si a diametrelor arborilor obtinute pentru fiecare treapta de viteza.

n figurile 7.12,., 7.16. sunt prezentate diagramele de momente pentru arborele primar, iar n figurile 7.17.,., 7.21. sunt prezentate diagramele de momente pentru arborelesecundar al cutiei de viteze.

a) plan orizontal b) plan vertical

Fig.7.12. Diagramele de momente pentru arborele

primar corespunzator treptei nti



primar corespunzator treptei a doua



primar corespunzator treptei a treia



primar corespunzator treptei a patra



primar corespunzator treptei a cincea



secundar corespunzator pimei trepte



secundar corespunzator treptei a doua



secundar corespunzator treptei a treia



secundar corespunzator treptei a patra



secundar corespunzator treptei a cincea

Pentru arborele secundar adopt conform STAS 1769-68 caneluri cu profil dreptunghiular serie mijlocie cu urmatoarele caracteristici geometrice:

numar de caneluri: z=8;

diametrul interior: d=42 mm;

diametrul exterior: D=48 mm.

Diametrele arborilor se vor alege constructiv respectnd diametrul minim calculat.

7.5.3. Verificarea rigiditatii

Solicitarile de ncovoiere si de rasucire ale arborilor determina aparitia unor deformatii elastice, care conduc la suprasolicitari ale dintilor rotilor n angrenare, modifica legileangrenarii si reduc gradul de acoperire.

n cazul unor deformatii mari ale arborilor, polul angrenarii executa o miscare oscilatorie n jurul unei pozitii teoretice, determinnd, pentru arborele condus, o miscare de rotatieneuniforma si o functionare zgomotoasa pentru cutia de viteze.

Din aceste considerente, dupa dimensionarea arborilor din conditia de rezistenta la solicitari compuse (torsiune si ncovoiere) se face si verificarea rigiditatii (calcululdeformatiilor). Pentru calculul sagetii arborilor se considera arborele de sectiune constanta, ncarcat cu o singura forta. Folosind relatiile de calcul din tabelul 7.7., se pot determinasagetile n plan orizontal, fy, si n plan vertical fz. n cazul n care asupra arborelui actioneaza simultan mai multe forte, sageata rezultanta, n sectiunea si n planul considerat, estedata de suma algebrica a sagetilor ce apar sub actiunea fortelor luate individual.

Cunoscnd valoarea sagetii n plan orizontal si vertical se determina sageata rezultanta cu relatia:

(7.28)

unde:

- : sageata maxima admisibila pentru treptele superioare;

- : sageata maxima admisibila pentru treptele inferioare.

n tabelul 7.12. si 7.13. sunt prezentate valorile sagetilor calculate pentru arborele

principal, respectiv pentru arborele secundar.

Sau utilizat notatiile:

- fy : sageata pe directia axei Oy;

- fz : sageata pe directia axei Oz;

- f : sageata rezultanta;

- fytr, fztr, f tr : sagetile arborelui secundar datorate transmisiei principale.

7.6. Calculul de alegere a lagarelor cutiei de viteze

n majoritatea cazurilor lagarele cutiilor de viteze sunt lagare de rostogolire. n calculul de determinare a rulmentilor se tine seama de caracterul sarcinilor, de conditiile demontaj si de durata de functionare.

Dependenta dintre aceste marimi este data de relatia:

(7.29)

unde:

- C : capacitatea de ncarcare dinamica necesara a rulmentului;

- D : durabilitatea necesara rulmentului;

- Fe : forta echivalenta medie;

- p : exponent ce tine cont de tipul rulmentului (p=3, pentru rulmenti cu bile; p=10/3, pentru rulmenti cu role).

Durabilitatea necesara a rulmentului, egala pentru toate lagarele cutiei de viteze, se da n kilometrii parcursi. Pentru obtinerea durabilitatii n milioane de rotatii se utilizeazarelatia:

(7.30)

unde:

- icv med : raportul de transmitere mediu al cutiei;

- D : durabilitatea necesara a rulmentului;

- i0 : raportul de transmitere al puntii motoare;

- i : raportul de transmitere de la motor la arborele al carui lagar se

calculeaza

- rr : raza de rulare a rotii motoare.

La determinarea fortei echivalente medii Fe se tine seama de fortele axiale si radiale ce apar n lagare n fiecare treapta a cutiei de viteze. Ea se determina cu relatia:

(7.31)

unde:

- Fk : forta echivalenta corespunzatoare treptei k de viteza;

- bk : timpul relativ de utilizare a treptei k de viteza;

- wech : viteza unghiulara echivalenta a motorului.

Forta Fk se determina cu relatia:

(7.31)

unde:

- : forta radiala din lagar, corespunzatoare treptei k de viteze;

- zk, yk : reactiunile din lagar;

- xk : forta axiala din lagar;

- X : coeficientul de transformare a sarcinii locale Rk n sarcina

circumferentiala;

- X : coeficientul de transformare a sarcinii axiale n sarcina radiala

- V : coeficientul de rotatie.

Coeficientii X si Y se aleg din cataloagele de rulmenti, n functie de tipul rulmentului si de ncarcarea lagarului.

Valorile fortelor radiale sunt date n tabelul 7.14.

n tabelul 7.15. sunt prezentate valorile pentru capacitatile de ncarcare corespunzatoare fiecarui lagar n parte.

Pentru arborele primar al cutiei de viteze adopt:

- conform STAS 3043/1-68 rulment radial cu role cilindrice pe un rnd simbol NU305 cu urmatoarele caracteristici:

D=62 mm;

d=25 mm;

B=17 mm;

C=2600 daN;

C0=1500 daN.

- conform STAS 3041/1-68 rulment radial cu bile pe un rnd cu cale de rulare adnca simbol 6305 cu urmatoarele caracteristici:

D=62 mm;

d=25 mm;

B=17 mm;

C=1760 daN;

C0=1160 daN.

Pentru arborele secundar al cutiei de viteze adopt:

- conform STAS 3043/1-68 rulment radial cu role cilindrice pe un rnd simbol NU310 cu urmatoarele caracteristici:

D=110 mm;

d=50 mm;

B=27 mm;

C=8500 daN;

C0=5600 daN.

- conform STAS 3041/1-68 rulment radial cu bile pe un rnd cu cale de rulare adnca simbol 6408 cu urmatoarele caracteristici:

D=110 mm;

d=40 mm;

B=27 mm;

C=5000 daN;

C0=3750 daN.

Document Info

Accesari: 11019

Apreciat:

Comenteaza documentul:Nu esti inregistrat Trebuie sa fii utilizator inregistrat pentru a putea comenta

Creaza cont nou

A fost util?Daca documentul a fost util si crezi ca meritasa adaugi un link catre el la tine in site

Copiaza codulin pagina web a site-ului tau.

Copyright Contact (SCRIGROUP Int. 2013 )

J1Y3RpYS1jdXRpZWk1MzgyOC5waHAA: frmLogin: txtUserId: emailtxtPassword: btnLogin:

J1Y3RpYS1jdXRpZWk1MzgyOC5waHAA: form1: q: sa:

J1Y3RpYS1jdXRpZWk1MzgyOC5waHAA: helpus: Calculul si constructia cutiei de viteze

CALCULUL SI CONSTRUCTIA CUTIEI DE VITEZE.pdf

Documents

Transcript of CALCULUL SI CONSTRUCTIA CUTIEI DE VITEZE.pdf