Cap. 6 Calculul Cutiei de Distributie Reduct Distrib

Cap. 6. Calculul cutiei de distributie

6. CALCULUL CUTIEI DE DISTRIBUŢIE

Automobilele de teren, destinate să circule pe drumuri grele, pentru a folosi întreaga greutate a lor drept greutate aderentă, se construiesc cu toate punţile motoare. Pentru transmiterea momentului motor la toate punţile motoare, automobilul este echipat cu un distribuitor sau cu un reductor –distribuitor. Distribuitoarele au rolul de a distribui momentul motor la punţile motoare fără a-l modifica. Reductoarele-distribuitoare au rolul de a distribui momentul motor la punţile motoare şi în acelaşi timp îl pot modifica.

Reductorul-distribuitor este de fapt o cutie de viteze, în general, cu două trepte. Existenţa celor două trepte ale reductorului-distribuitor permite dublarea numărului de trepte al cutiei de viteze.

Se adoptă constructiv un reductor-distribuitor în două trepte, prima treaptă având un raport de transmitere egal cu 1,7, iar a doua treaptă un raport egal cu unitatea. Acest reductor-distribuitor este prevăzut cu un diferenţial interaxial autoblocabil cu proprietăţi de blocare asimetrice.

În lipsa unui diferenţial interaxial, în anumite condiţii de deplasare ale autovehiculului, apare între punţile motoare la autovehiculele, aşa numita putere parazită.

De obicei, apariţia puterii parazite este provocată de dimensiunile diferite ale razelor roţilor la deplasarea rectilinie pe căi netede şi de rularea roţilor egale, când au de parcurs spaţii diferite (viraj sau drum cu denivelări).

Diferenţialele autoblocabile asimetrice sunt mecanisme care, păstrând proprietăţile cinematice ale diferenţialelor obişnuite, distribuie arborilor planetari momente de torsiune diferite, atunci când turaţiile acestora sunt, de asemenea, diferite. Datorită acestei proprietăţi, diferenţialele autoblocabile asimetrice sunt utilizate în construcţia autovehiculelor cu două punţi motoare (4x4), ca diferenţiale interaxiale, contribuind la îmbunătăţirea calităţilor de tracţiune ale acestora. Întrucât diferenţialul autoblocabil interaxial înrăutăţeşte – într-o oarecare măsură – maniabilitatea autovehiculului, este necesar ca atunci când arborele cardanic care antrenează puntea faţă are o turaţie mărită (deplasare în viraj), coeficientul de blocare al diferenţialului să ia valori minime, iar când creşte turaţia arborelui de antrenare a punţii spate (roţile acestei punţi patinează), coeficientul de blocare să devină maxim. Din aceste condiţii, rezultă că diferenţialul autoblocabil interaxial trebuie să prezinte proprietăţi de blocare asimetrice.

Schema cinematică a diferenţialul interaxial autoblocabil cu proprietăţi de blocare asimetrice este prezentată în capitolul 6.4. la calculul diferenţialului.

La majoritatea construcţiilor de diferenţiale autoblocabile, proprietăţile de blocare sunt obţinute prin mărirea frecării între elementele mecanismului, folosindu-se în acest scop, cuplaje cu fricţiune.

Cap. 6. Calculul cutiei de distribuţie

6.1. ALEGEREA SCHEMEI CINEMATICE DE ORGANIZARE A REDUCTORULUI-DISTRIBUITOR

Fig. 6.1. Schema de organizare a reductorului-distribuitor

unde: I – arbore primar ; II – arbore intermediar ; III – arbori secundari ; 1…4 – roţi dunţate ; 5 – coroana dinţată a diferenţialului ; 6 – diferenţial interaxial autoblocabil.

6.2. CALCULUL ANGRENAJELOR REDUCTORULUI-DISTRIBUITOR PENTRU TREAPTA I, A II-A ŞI A TRANSMISIEI PRINCIPALE

Date de intrare - raportul din treapta I din reductorul-distibuitor ;- raportul din treapta a II-a din reductorul-distribuitor;

Se adoptă - raportul din transmisia principală;MM = 267 Nm – momentul maxim al motorului.

Momentul de calcul pentru reductorul-distribuitor este:

[Nm]

unde MM = 267 [Nm] - momentul maxim al motorului;ik1 = 3,85 - raportul de transmitere din cutia de viteze în treapta întâi;

- 2 -


η = 0,97 - randamentul de la motor la reductor-distribuitor.

6.2.1.Determinarea numărului de dinţi din reductorul-distribuitor

Profilul danturii este în evolventă, cu un unghi de angrenare β = 200. toate roţile dinţate au dantura corectată.

Calculul pentru treapta I

Se obţine z2 = 68 dinţi;

γ1,2 = 33,8 = 340 - unghiul de înclinare al danturii;

Se adoptă C = 130 [mm] din punct de vedere constructiv - distanţa dintre arborele primar

şi intermediar;z1 = 40 dinţi.

Calculul pentru treapta a II-a din reductorul-distribuitor

Se obţine z3 = 55,9 ~ 56 dinţi;

z4 = 55,9 ~ 56 dinţi.

Se adoptă γ3,4 = 300 ; cos γ3,4 = cos 30 = 0,86 ;C = 130 [mm] - distanţa dintre arborele primar şi intermediar;

Calculul pentru transmisia principală

Se obţine z5 = 71,12 ~ 71 dinţi

C1 = 147,67 ~ 148 [mm] – distanţa dintre arborele intermediar şi arborii secundari.

- 3 -


Se adoptă γ4,5 = 300 ; cos γ4,5 = cos 30 = 0,86.6.2.2. Calculul elementelor geometrice a roţilor dinţate din reductorul-

distribuitor

Elementele geometrice pentru treapta I

- determinarea diametrelor cerurilor de rostogolire

[mm] . Se adoptă dw2 = 164 [mm].

[mm] . Se adoptă dw1 = 96 [mm].

unde C = 130 [mm] – distanţa dintre arborele primar şi intermediar;

iCDI = 1,7 - raportul treptei I din reductorul-distribuitor

- determinarea diametrelor cercurilor de bază

[mm]

[mm]

- determinarea diametrelor cercurilor de divizare

[mm]

[mm]

- determinarea modulului danturii

[mm]

unde β = 200 – unghiul de angrenare al roţilor

Se adoptă mn = 2,25 [mm].

- distanţa dintre axele de referinţă ale arborilor

[mm]

- unghiul real de angrenare în plan frontal, respectiv normal

unde α = 200 - profilul cremalierei generatoare

- diametrele cercurilor de picior

- 4 -


[mm]

[mm]

unde - coeficientul înălţimii capului de referinţă,

- coeficientul jocului la capul dintelui de referinţă.

Conform recomandărilor ISO TC 60 se adoptă:

- diametrele cercurilor de cap

[mm]

[mm]

- unghiul de înclinare al danturii pe un cerc oarecare

Elementele geometrice pentru treapta a II-a


[mm] .

[mm]

unde C = 130 mm - distanţa dintre arborele primar şi intermediar;


[mm]

[mm]


[mm]

[mm]

- 5 -



[mm]




[mm]




[mm]

[mm]





mm

mm


- 6 -


Elementele geometrice ale transmisiei principale

Elementele roţii dinţate 4 sunt prezentate mai sus, la calculul treptei a II-a.


[mm] .Se adoptă dw5 = 166 [mm].

unde C1 = 148 [mm] – distanţa dintre arborele intermediar şi secundar;

itp = 1,27 - raportul transmisiei principale din reductorul-distribuitor;


[mm]


[mm]


[mm]




[mm]




[mm]




- 7 -



[mm]


- unghiul de presiune pe cercul de cap

- unghiul de înclinare al danturii pe cercul de bază

unde βm = 300 - unghiul de înclinare al danturii în secţiune media a danturii;

- unghiul de înclinare pe cercul de cap

- pasul pe cercul de bază şi pe un cerc oarecare în plan frontal

[mm]

[mm]

unde [mm]

- grosimea dintelui pe cercul de divizare

[mm]

[mm]

unde αn = 200 - unghiul de angrenare în secţiune normală

- coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontal

- 8 -


- coeficientul jocului de referinţă la fund, normal şi frontal

6.2.3. Calculul de rezistenţă al angrenajelor6.2.3.1. Calculul danturii la solicitarea de încovoiere

O metodă utilizată frecvent pentru calculul la încovoiere este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că asupra dintelui acţionează forţa normală Fn după linia de angrenare N – N şi este aplicată în vârful dintelui (fig. 6.2.). Forţa Fn se descompune într-o componentă tangenţială Ft şi una radială Fr care solicită dintele la încovoiere, respectiv compresiune. Dintele se consideră ca o grindă de egală rezistenţă cu profil parabolic.

Fig. 6.2. Schema de calcul la încovoiere a danturiiroţilor cu dinţi înclinaţi

Efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relaţia:

[N/mm2]

unde: Ftj – forţa tangenţială la roata dinţată;

[N] pentru j = 1…5 - numărul roţii dinţate.

unde MCRD = 997,1 [Nm] – momentul de calcul al reductorului-distribuitor;ij – raportul de transmitere de la arborele primar al reductorului-

distribuitor la roata dinţată de verificat;rwj – raza cercului de rostogolire pentru fiecare roată dinţată;

[mm]

- 9 -


Se adoptă b = 30 [mm] - lăţimea danturii angrenajelor dinţate;

[mm] - pasul danturii. Se adoptă p = 7 [mm].

m = 2,25 [mm]– modulul danturii

y – coeficientul de formă;

unde j = 1…5 este numărul roţii dinţate.

- numărul aparent de dinţi

unde γ – unghiul de înclinare al danturii

Kd – coeficient ce ţine seama de caracterul dinamic al solicitării


Se adoptă a = 12 – pentru clasa a I-a de prelucrare a danturii

v – viteza tangenţială a roţii pe cercul de divizare

[m/s] unde dj – diametrul cercului de rostogolire

nn = 3100 [rpm] – turaţia momentului maxim

Kc – coeficient ce şine seama de eforturile de la baza dintelui; este identic la toate roţile dinţate.

unde δb = 3 mm – grosimea dintelui la bază, [mm] - raza de rotunjire a dintelui la

bază; m = 2,25 modulul danturii;

Kε – coeficient ce ţine seama de gradul de acoperire


unde zi – numărul de dinţi ai roţii conducătoare zk – numărul de dinţi ai roţii conduse

Rezultatele se găsesc în tabelul 6.1.

Tabelul 6.1 z z1 [grade] Dd [mm] y V [m/s]

- 10 -


Raportul I Roata 1 40 56,85 34 96 0,153 13,0 Roata 2 68 96,64 34 164 0,161 22,2

Raportul II Roata 3 56 74,64 30 130 0,157 17,6 Roata 4 56 74,64 30 130 0,157 17,6

Trans. pp. Roata 5 71 94,64 30 166 0,160 16,2

Tabelul. 6.1 (continuare) Kd ε ii Ft [N] σi [N/mm2]

Raportul I Roata 1 0,480 1,748 1,486 1 20773 477,99 Roata 2 0,351 1,748 1,486 1,7 20672 620,66

Raportul II Roata 3 0,406 1,760 1,496 1 15340 403,75 Roata 4 0,406 1,760 1,496 1 15340 403,75

Trans. pp. Roata 5 0,425 1,772 1,507 1,27 15257 373,89

unde: i adm = 650 [N/mm2] .

6.2.3.2. Calculul danturii la presiunea de contactDurata de funcţionare a roţilor dinţate este în mod direct influenţată de valorile presiunii

efective de contact. În cazul în care presiunea de contact atinge valori prea mari, se produce deteriorarea suprafeţelor de lucru ale dinţilor, de aceea, presiunea efectivă de contact se limitează la o valoare admisibilă, care depinde de tratamentul termochimic aplicat roţilor dinţate.

Determinarea presiunii de contact, se face cu relaţia:

[N/mm2]

unde: Ft – forţa tangenţială de calcul din angrenajul verificat;E = 1,3·105 [N/mm2] – modulul de elasticitate;b = 30 [mm] - lăţimea roţii dinţate; = 200 - unghiul de angrenare;1, 2 – razele de curbură ale roţilor conducătoare, respectiv condusă (pentru

determinarea efortului unitar de contact, în polul angrenării);

Pentru determinarea efortului unitar de contact în polul angrenării, ρ1 şi ρ2 sunt:

i = 1, 3, 5;

j = 2, 4;

unde rwi,j – razele cercurilor de rostogolire ale roţilor dinţate,γ – unghiul de înclinare al danturii roţilor dinţate, = 200 - unghiul de angrenare;

- 11 -


Rezultatele se găsesc în tabelul 6.2:

Tabelul 6.2. Ft [N] rw [mm] [grade] 1 2 pc [N/mm2]

Treapta I Roata 1 20773 48 33 21,76 - 1110,02 Roata 2 20672 82 33 - 37,17 1107,31

Treapta II Roata 3 15340 65 30 29,47 - 920,68 Roata 4 15340 65 30 - 29,47 920,68

Trm. pp. Roata 5 15257 83 30 37,63 - 866,97

unde: pc adm = 1400 [N/mm2].

6.3. CALCULUL ARBORILOR REDUCTORULUI-DISTRIBUITOR

Arborii reductorului-distribuitor, la fel ca cei din cutia de viteze, sunt solicitaţi la încovoiere şi răsucire. Aceste solicitări dau naştere la deformaţii elastice de încovoiere şi răsucire, care, dacă depăşesc limitele admisibile, conduc la o angrenare necorespunzătoare – modifică legile angrenării şi reduc gradul de acoperire. De aceea, în majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face din considerente de rigiditate şi nu de rezistenţă. Trebuie arătat că, în exploatarea automobilelor, nu se constată deteriorarea arborilor datorită oboselii materialului.

6.3.1. Stabilirea forţelor din angrenaj pentru fiecare roată dinţată din reductorul- distribuitor

Încărcările arborilor reductorului-distribuitor sunt determinate de forţele din angrenajele roţilor dinţate. Aceste forţe dau naştere la reacţiuni corespunzătoare în lagărele arborilor, a căror determinare este necesară pentru calculul de rezistenţă al arborilor.

În fiecare angrenaj cilindric cu dantură înclinată, acţionează o forţă tangenţială Ft, una radială Fr şi una axială Fa ( figura 5.1) ale căror valori sunt date de relaţiile:

- forţa tangenţială: [N] ;

- forţa radială: [N] ;

- forţa axială: Fa = Ft·tg [N] .

unde: MCRD = 997,1 [Nm] - momentul de calcul corespunzător reductorului-distribuitor; rw – raza cercului de rostogolire al roţii;ii – raportul de transmitere de la arborele primar al reductorului-distribuitor la roata

dinţată de calculat; = 200 - unghiul de angrenare; = 300 - unghiul de înclinare al danturii.


- 12 -


Tabelul. 6.3. rw [mm] [grade] ii Ft

[N] Fr [N] Fa [N]Treapta I Roata 1 48 34 1 20773 8696 11841

Roata 2 82 34 1,7 20672 8653 11783Treapta II Roata 3 65 30 1 15340 6421 8744

Roata 4 65 30 1 15340 6421 8744Trm. pp. Roata 5 83 30 1,27 15257 6387 8696

6.3.2. Calculul reacţiunilor din lagărele arborelui primar şi intermediar din reductorul- distribuitor

La stabilirea reacţiunilor, se consideră arborele în echilibru static sub acţiunea forţelor F t, Fr şi Fa. Sensul forţei axiale Fa depinde de unghiul de înclinare al dinţilor roţii, deci, în unele cazuri, poate fi invers sensului din figurile de mai jos. Datorită faptului că la schimbarea treptelor din reductorul-distribuitor se modifică forţele se schimbă şi reacţiunile în lagăre, ceea ce impune ca determinarea lor să se facă pentru ambele cazuri.

6.3.2.1. Calculul arborelui primar al reductorului-distribuitor

a bFig. 6.3. Schema de calcul a reacţiunilor din lagărele arborelui primar

Când treapta întâi a reductorului-distribuitor este cuplată (fig. 6.3. a) reacţiunile sunt:

Când treapta a doua a reductorului-distribuitor este cuplată (fig. 6.3. b) reacţiunile sunt:

- 13 -


Rezultatele se găsesc în tabelul 6.4.Tabelul 6.4.

l1 [mm] l2 [mm] rwi [mm] Fai [N] Fri [N] Fti [N]Treapta I 44 138 48 11841 8696 20773Treapta II 147 35 65 8744 6421 15340

Tabelul 6.4 - continuare RAV [N] RAH [N] RA [N] RBV [N] RBH [N] RBA [N]

Treapta I 9716 15750,89 18506,62 -1020,54 5022,02 11840,56Treapta II 4358 2950,00 5262,30 2063,73 12390,00 8743,80

Tabelul 6.4 - continuare RB [N] MiV [N·m] MiH [N·m] Mt [N·m] Mi [N·m] Mi ech [N·m] d [mm]

Treapta I 12902 140,83 140,83 997,1 199,17 1016,80 34,4Treapta II 15304 -72,23 -72,23 997,1 102,15 1002,32 33,2

6.3.2.2. Calculul arborelui intermediar al reductorului-distribuitor

a bFig. 6.4. Schema de calcul a reacţiunilor din lagărele arborelui intermediar

Când treapta întâi a reductorului-distribuitor este cuplată (fig. 6.4. a) reacţiunile sunt:

- 14 -


Când treapta a doua a reductorului-distribuitor este cuplată (fig. 6.4. b) reacţiunile sunt:

Rezultatele se găsesc în tabelul 6.5. Tabelul 6.5.

l3 [mm] l4 [mm] l5 [mm] rwi [mm] Fti [N] Fai [N] Fri [N]Treapta 1 29,5 103 30,5 82 20672 11783 8653Treapta 2 - 132,5 30,5 65 15340 8744 6421

Tabelul 6.5. - continuare RFV [N] RFH [N] RFA [N] RF [N] REV [N] REH [N] RE [N]

Treapta 1 9381,46 16210,81 3039,00 18974,66 -9985,52 19800,78 22176,14Treapta 2 8797,44 24939,26 0 26445,45 -6973,58 5740,74 9032,55

Tabelul 6.5. - continuare MiV [N·m] MiH [N·m] Mt [N·m] Mi [N·m] Mi ech [N·m] d [mm]

Treapta 1 671,62 286,13 697,97 730,03 1010,00 34,3Treapta 2 212,69 268,32 0 342,40 342,40 24

6.3.3. Calculul de rezistenţă al arborilor la încovoiere şi torsiune

Cunoscând reacţiunile din lagărele RV şi RH şi distanţele dintre roţile dinţate şi lagăre, se determină momentele de încovoiere Miv , Mih şi . Momentul se calculează în punctul de pe arbore situat în planul de simetrie al angrenajului treptei respective.

Momentele se determină pentru fiecare treaptă în parte, luându-se în considerare situaţia cea mai dezavantajoasă.

- 15 -


6.3.3.1 Calculul momentului de încovoiere şi torsiune pentru arborele primar din reductorului-distribuitor

Când treapta întâi a reductorului-distribuitor este cuplată, momentele sunt (fig. 6.5.):

Fig. 6.5.. Schema de calcul a momentului de încovoiere şi torsiune pentru arborele primar, corespunzător treptei I

- momentul de torsiune;

- momentul de încovoiere în plan vertical;

- momentul de încovoiere în plan orizontal;

- momentul de încovoiere rezultant.


Când treapta a doua a reductorului-distribuitor este cuplată, momentele sunt (fig. 6.6):

Fig. 6.6. Schema de calcul a momentului de încovoiere şi torsiune pentru arborele primar, corespunzător treptei a II-a

- 16 -







6.3.3.2. Calculul momentului de încovoiere şi torsiune pentru arborele intermediar din reductorului-distribuitor

Când treapta întâi a reductorului-distribuitor este cuplată, momentele sunt fig. 6.7.):

Fig. 6.7. Schema de calcul a momentului de încovoiere şi torsiune pentru arborele intermediar, corespunzător treptei I






Când treapta a doua a reductorului-distribuitor este cuplată, momentele sunt (fig. 6.8.):

- 17 -


Fig. 6.8. Schema de calcul a momentului de încovoiere şi torsiunepentru arborele intermediar, corespunzător treptei a II-a






6.3.3.3. Dimensionarea arborilor din condiţia de rezistenţă la încovoiere şi torsiune

Pentru arborii reductorului-distribuitor solicitaţi la încovoiere şi torsiune, efortul unitar echivalent se determină după ipoteza a III-a de rupere cu relaţiile:

[ N/mm2]

unde Mi – momentul încovoietor rezultant;Mt – momentul de torsiune;Wt - modulul de rezistenţă la torsiune;

.

Astfel vom avea - diametrul arborelui;

Se adoptă σai = 250 N/mm2.

Vom avea:

Treapta I Treapta IIArborele primar 34,4 33,2

- 18 -


Arborele intermediar 34,3 24

Dimensiunile constructive ale diametrelor arborilor reprezintă maximul dintre diametrele corespunzătoare treptei I şi II. Astfel:

- pentru arborele primar- în trapta I: dI1 = 41 mm – din punct de vedere

constructiv;- în treapta II: dI2 = 33 mm – din punct de vedere

constructiv;- pentru arborele intermediar: dII = 34 mm;

.Valorile calculului de rezistenţă sunt date în tabelul 6.4 şi 6.5, corespunzător arborelui

primar şi intermediar din reductorul-distribuitor.

6.3.4. Calculul canelurii mecanismului de cuplare a treptelor I şi II

Momentul de torsiune al arborelui este:

Nm

unde MM = 267 [Nm] - momentul maxim al motorului;ik1 = 3,85 - raportul de transmitere din cutia de viteze în treapta întâi;η = 0,97 - randamentul de la motor la reductor-distribuitor.

Schema de calcul se găseşte în cap. 4.3.4., respectiv fig. 4.2.

Efortul de torsiune este :

[N/mm2]

Rezultă mm

Se adoptă Di = 33 [mm] – diametrul interior al canelurii de pe arborele primar din reductorului- distribuitor

De = 41 [mm] – diametrul exterior al canelurii de pe arborele primar din reductorului- distribuitor

Determinarea lungimii canelurii din condiţia de reziszenţă la strivire

[N/mm2]

- 19 -


Rezultă

Se adoptă l = 21,5 [mm] - lungimea canelurii arborelui primar din reductorului-distribuitor;

unde z = 14 – numărul de caneluri;MCRD = 997,1 [Nm] - momentul de calcul corespunzător reductorului-distribuitor;Di = 33 [mm] – diametrul interior al canelurii de pe arborele primar;De = 41 [mm] – diametrul exterior al canelurii de pe arborele primar;

Verificarea la forfecare a canelurilor

[N/mm2]

unde b = 4 [mm] – lăţimea canelurii;z = 14 – numărul de caneluri;Di = 33 [mm] – diametrul interior al canelurilor arborelui planetar;De = 41 [mm] – diametrul exterior al canelurilor arborelui planetar.MCRD = 997,1 [N m] – momentul de calcul al arborelui planetar;l = 21,5 [mm] –lungimea canelurii;

6.3.5. Calculul cuplajului de fricţiune al mecanismului de cuplare a treptelor I şi II din reductorului-distribuitor

Se adoptă constructiv Dm = 74 [mm] - diametrul mediu al discurilor de fricţiune;

b = 19,5 [mm] - lăţimea suprafeţei de lucru a discurilor;

- 20 -


Fig. 6.9. Schema de calcul a cuplajului de fricţiune al mecanismului de cuplareal treptelor I şi II din reductorul-distribuitor

Determinarea diametrului exterior, respectiv interior al discurilor de fricţiune:

mm

Se adoptă De = 94 [mm] - diametrul exterior al discurilor de fricţiune;

unde

Dm = 74 [mm] - diametrul mediu al discurilor de fricţiune;b = 19,5 [mm] - lăţimea suprafeţei de lucru a discurilor;

mm

Se adoptă Di = 55 [mm] - diametrul interior al discurilor de fricţiune;

mm mm

unde j = 1 [mm] - jocul dintre diamtreul interior/exterior şi canelură;

Determinarea numărului necesar de suprafeţe de frecare:

unde Ψ = 0,26Dm = 74 [mm] - diametrul mediu al discurilor de fricţiune;μ = 0,23 - coeficientul de frecare pentru fontă/fontă respectiv discul condus/conducător;pa = 1,75 [MPa] - presiunea admisibilă;MCRD = 997,1 [Nm] - momentul de calcul al reductorului-distribuitor;

Se adoptă i = 10

Determinarea numărului de discuri legate de semicuplajul arborelui condus, respectiv conducător

- numărul de discuri legate de semicuplajul condus;

- numărul de discuri legate de semicuplajul conducător;

- 21 -


6.4. CALCULUL DIFERENŢIALULUI

6.4.1. Rolul diferenţialului

Diferenţialul este un mecanism, montat între transmisia principală şi transmisia la roţile motoare, care permite obţinerea de viteze unghiulare diferite la roţile punţii sau la punţi motoare diferite. În lipsa diferenţialului, în anumite condiţii de deplasare ale autovehiculului, apare între roţile punţii sau între punţile motoare la autovehiculele, aşa numita putere parazită.

De obicei, apariţia puterii parazite este provocată de dimensiunile diferite ale razelor roţilor la deplasarea rectilinie pe căi netede şi de rularea roţilor egale, când au de parcurs spaţii diferite (viraj sau drum cu denivelări).

- 22 -

Cap. 6 Calculul Cutiei de Distributie Reduct Distrib

Documents

Transcript of Cap. 6 Calculul Cutiei de Distributie Reduct Distrib