5. MECANISMELE DE PUTERE ALE PUNTII MOTOARE5.1 GENERALITATIRotile automobilului, in functie de natura si de marimea fortelor si momentelor care actioneaza asupra lor, pot fi (figura 5.1):Fig. 5.1 Clasificarea roilor dup solicitrile la care sunt supuse- rotile motoare ( antrenate ): sunt rotile care ruleaza sub actiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;- rotile libere ( conduse ):sunt rotile care ruleaza sub actiunea unei forte de impingere sau tragere, de acelasi sens de acelasi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitata asupra lor de cadrul saucaroseria automobilului;- rotile franate: sunt rotile care ruleaza sub actiunea unui moment de franare dezvoltat in mecanismele de franare ale rotilor ( franare activa ), sau de catre grupul motopropulsor in regim de mers antrenat ( frana de motor ).Pentruautomobilele, prevazutecudouapunti, organizareatractiuniisepoate realiza dupa solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifra indicand numarul rotilor iar cea de-a doua pe cel al rotilor motoare. Pentru organizarea tractiunii de tipul 4x2, puntea motoare poate fi dispusa in fata sau in spate, iar pentru tipul 4x4 ambele punti sunt cu roti motoare.Puntile motoare, fata de cele nemotoare, asigura transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, functie de modul de organizare a tractiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinala, la rotile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufera o serie de adaptari si anume:Roi pentru automobileRoi motoare Roi libere Roi frnate- adaptare geometrica determinata de pozitia relativa dintre planul in care se roteste arborele cotit al motorului si planul in care se rotesc rotile motoare;- adaptarecinematicadeterminatadeasigurarearapoartelor detransmitere necesare transmisiei automobilului;- divizarea fluxului de putere primit in doua ramuri, cate unul transmis fiecareia dintre rotile motoare ale puntii.Pentru a-si indeplini functiile de mai inainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principala (sau angrenajul principal), diferentialul si transmisiile la rotile motoare.Inprocesul autopropulsarii, din interactiunea rotilor motoare cu calea, iau nasterefortesimomentedereactiune. Punteaareroluldeapreluatoateaceste forte si momente si de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei si cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea fortelor si a momentelor, precumsi transmiterea lor dupa directii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de ctre un ansamblu constructiv al puntii, numit mecanismul de ghidare al rotilor. Mecanismul de ghidare defineste, in ansamblul puntii, cinematica rotii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel puntile rigide, ca fiind puntile la care prin oscilatia unei roti fata de caroserie pozitia relativa dintre roti ramane nemodificata ( punti cu oscilatia dependenta a rotilor ), si puntile articulate, puntile la care oscilatia unei roti fata de caroserie determina modificarea pozitiei relative dintre rotile puntii ( punti cu roti independente ).Legaturainpuntedintremecanismelefluxului deputeresi mecanismul de ghidare se face in butucul rotii.5.2 TRANSMISIA PRINCIPALATransmisia principala cuprinde toate mecanismele din punte care realizeaza o demultiplicare a turatiei motorului.Rolul transmisiei principale este de a mari momentul motor primit de la transmisialongitudinalasaudelaarboreleprimar al cutiei devitezesi dea-l transmite, prin intermediul diferentialului si arborilor planetari, la rotile motoare, ce se rotesc in jurul unei axe dispuse sub un unghi de 90 fata de axa longitudinala a automobilului.Amplificareamomentului motorului, cuunraport detransmitere deregula constant, numit raportul de transmitere al puntii motoare ( notat io ), care reprezinta adaptarea cinematica necesara impusa de conlucrarea motor - transmisie. Pentru a realiza aceasta functie, prin constructie transmisiile principale sunt sunt mecanisme detipul angrenajelor. Lamicrobuze, lacarevaloareanecesaraaraportului de transmitereestecuprinsainintervaluldevalori 35, transmisiaprincipalaeste constituita dintr-unsingur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple.Adaptareageometricaafluxului deputerepentruautopropulsarepresupune directionarea lui de la axa in jurul careia se roteste arborele cotit al motorului la axa transversala a automobilului, in jurul careia se rotesc rotile motoare. Aceasta functieserealizeaza intransmisiaprincipalaprintipul angrenajului utilizat si anume angrenaje cu axe ortogonale in cazul dispunerii longitudinale a motorului si angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversala a motorului.5.2.1 Constructia transmisiei principaleLaautomobilelelacaremotorul estedispuslongitudinal, pentruconstructia transmisiei principaleseutilizeazaangrenajedetipul curoti dintateconicesau hipoide, iar la automobilele cu motorul dispus transversal, angrenaje cu roti dintate cilindrice.In figura5.2 este reprezentata schema cinematica de organizare a unei transmisii principale simple cu roti dintate conice.Fig. 5.2 Organizarea cinematic a transmisiei principale simple cu roi dinate coniceElementul conducatoral angrenajului estepinionul deatac2, iarelementul condusesteroatadintata3, cucareseaflapermanent inangrenare.Fluxul de putere este primit de pinion prin arborele 1 si flansa 9 de la transmisia longitudinalaincazul organizariiclasiceatransmisiei, saudirect delaarborele secundar al cutiei de viteze, cu care este realizat corp comun, in celelalte moduri de organizare a transmisiei. Roata condusa 3, numita si coroana diferentialului, este solidarizata prin suruburile 6 de cacasa diferentialului 7, caruia ii transmite fluxul deputere, deunde, divizat acestaestetransmismai departeprinarborii 8spre rotile motoare. Intreg ansamblul este montat, prin lagare cu rulmenti in carterul 4, numit carterul puntii motoare.In afara realizarii conditiilor de adaptare cinematica si geometrica a fluxului de putere, pentruasigurarea calitatilor functionale in transmisia principala se prevad o serie de solutii constructive privind tipul danturii, rigiditatea constructiei, compensarea uzurii si pozitionarea relativa a rotilor.Dintre tipurile de danturi ale rotilor conice, cea mai mare raspandire au primit-o angrenajeleconicecudanturacurba. Danturacurba, fatadecelelaltetipuri de danturi, asigura:- la rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarit de pana la de doua ori mai mici ( numarul minim de dinti ai pinionului poate fi redus la 56, fata de minimum 13 cat este la celelalte doua tipuri);- cresterea gradului de acoperire, ceea ce se traduce in functionare mai linistita si durabilitate sporita;- diminuarea sensibilitatii la deplasari relative ale rotilor, ca urmare a deformatiilor elasticealeansamblului intimpul functionarii, posibilitatea eliminarii concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple;- realizarea prin procedee de fabricatie cu productivitate marita.Dintre transmisiile principale cu dantura curba, cea mai larga raspandire o au cele cu dantura in arc de cerc, cunoscuta sub numele de dantura Gleason, aceasta bucurandu-se si de avantajul prelucrarii danturii pe masini-unelte de mare productivitate. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantura in arc de cerc il constituie prezenta unor eforturi axiale mari, care isi schimba sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Avand in vedere ca aceasta situatie este de scurta durata, atat sensul cat si valoarea fortelor axiale sunt acceptabile.Angrenajeleconicesunt foartesensibileinceeaceprivesteconditiilede montaj, insensul asigurarii angrenarii corecte. Incazul candvarfurileconurilor celor doua roti nu coincid, diferenta fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentrari de forte pe muchiile dintilor, cresc brusc tensiunile de contact si solicitariledeincovoiere, seamplifczgomotul, incalzirea, uzuraacestorasi se maresteconsiderabilposibilitateadistrugeriiangrenajului. Chiarsiincazul unei fabricatii si montaj corecte, calitatea angrenarii poate fi compromisa ca urmare a deformarii pieselor transmisiei si uzarii rulmentilor.Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformatiilor admise sunt date in figura 5.3. Asigurarea rigiditatii necesare este determinata de modul de montare incarterul puntii apinionului deatac, detipul rulmentilorutilizati si deunele masuri constructive.Fig. 5.3 Deformaii admise la angrenajul conicPentru montarea pinionului de atac se utilizeaza doua solutii de rezemare si anume intre reazeme si in consola. Cu toate ca, in cazul utilizarii unui montaj intre reazeme, rigiditatea transmisiei principale creste de peste 30 de ori decat la montajul inconsola la microbuze, determinat de constructia carterului puntii motoare, se utilizeaza rezemarea in consola. In figura 5.4 sunt prezentate solutii de montare a pinionului de atac. Pentru a se micsora deformatiile axiale, se utilizeaza rulmenti curoleconicecuunghi cat mai marededeschidereaconului. Pentru marirea lungimii efective a lagarului si pentru sporirea rigiditatii radiale a pinionului, rulmentii se monteaza in ,,0 ( fig.5.4 a). In acelasi scop sunt indicate rulmentii radiali cu doua randuri de bile, sau rulmentii radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radiala (fig.5.4 b).In toate cazurile, deformatiile axiale pot fi reduse printr-o strangere preliminarapedirectiaaxialaapieselormontatepearborelepinionuluideatac. Aceasta strangere conduce la anularea jocurilor axiale din lagare si la aparitia unor deformatii elastice a rulmentilor. Valoarea strangerii initiale se accepta in limitele 0,0050,07mmsi se apreciaza prin marirea momentului necesar insurubarii piulitelor de reglare (1,52,0 N.mla pinionul montat in consola). Valoarea definitiva a prestrangerii se stabileste in urma incercarilor experimentale pe proto- tipuri. Odata cu cresterea prestrangerii se micsoreaza posibilitatea de perturbare a angrenarii rotilor conice si se imbunatatesc conditiile de functionare a rulmentilor, deoarece se asigura o distributie mai uniforma a sarcinilor pe bile sau role si se reduce solicitarile dinamice provocate de schimbarea marimii si sensului fortelor dinangrenajul conic. Marirea strangerii peste ovaloare optima conduce la o sporire a uzurii lagarelor.Pentru realizarea prestrangerii (fig.5.4 a) se utilizeaza piulitele 1 (cu sisteme de asigurare a pozitiei) de pe arborii pinioanelor de atac. Saibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmentilor servesc la reglarea jocului acestora. La constructiile recente de autoturisme s-a renuntat la solutia de mai inainte, inlocuindu-se saibele de reglaj cuobucsa deformabila montata intre cei doi rulmenti, sau intre rulmentul dinspre flansa pinionului si un umar al acestuia. In figura 5.5 sunt prezentate solutiile de pretensionare cu bucsa elastica (1), utilizate de cateva firme constructoare de autoturisme de teren.Fig. 5.4 Soluii de montare a pinionului de atacAvantajulacestei solutii constainaceeacapretensionarearulmentilor se asigura de la primul montaj, facand posibila automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea initiala este mentinuta constanta timp indelungat.Fig. 5.5 Soluii pentru pretensionarea lagrelor pinionului de ataca) Lada Niva; b) Suzuki Vitra; c) Ford, MercedesMontarea coroanei dintate a angrenajului conic in carterul puntii, prin intermediul carcasei diferentialului, sefaceincelemai frecventecazuri prin rulmenti cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmentii sunt montati in ,,X(fig.5.6).Fig. 5.6 Montarea coroanei dinate a transmisiei principaleAsigurareaunui montaj bunsi aunei functionari corecteaangrenajului conic se obtin prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele roti sunt prevazute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La solutia din figura 5.4,a, rulmentii sunt montati in carterul transmisiei principale prin intermediul carcasei 3, fixate cu suruburile 4. ntre flansa carcasei 3 si carterul transmisiei principale se dispune, dupa nevoie, un numar de saibe calibrate 5, pentru reglarea pozitiei axiale a pinionului . La solutia din figura 5.4 b, pozitionarea axiala a pinionului se face prin deplasarea mansonului 6 cu ajutorul surubului 7. Pozitionarea axiala a coroanei din figura 2.4, se face prin desurubarea, in functie de sensul deplasarii, a uneia dintre piulitele 1 sau 2 si insurubarea celeilalte.Angrenarea corecta se verifica prin metoda petei de contact dintre flancurile dintilor in angrenare. Pentru aceasta dintii pinionului de atac se acopera cu un strat subtiredevopsea, apoiseinvartestetransmisiaprincipalainambelesensuri. In functie de marimea si pozitia petei lasate pe dintii coroanei se apreciaza calitatea angrenarii. Angrenareaseconsideracorectadacapatalasatapecoroanaestede minimum 60% din lungimea dintelui si spre varful conului.Dupaverificareacalitatii angrenarii, semasoarajocul lateral dintredinti, care nutrebuie sa depaseasca anumite limite, infunctie de modelul danturii. Determinareamarimii jocului sefaceprinmasurareagrosimii unei placutede plumb dup ce in prealabil a fost introdusa intre danturile rotilor aflate in angrenare.Invederea realizarii unei inalteportante si a functionarii silentioase, la angrenajeleconice, seaplicafinisareaprinprocedeul lepuirii. Lepuireaconsta dintr-un cu un amestec de ulei cu carbura de siliciu sau coridon, in anumite conditii de miscare relativa a rotilor. Ideea de baza la asigurarea miscarilor pe masinile de lepuit estedeamentinesi imbunatati contactul localizat ladanturare, ceeace inseamna ca in timpul procesului de lepuire contactul se deplaseaza pe tot flancul, asigurand un rodaj uniformpe toata lungimea dintilor.Lepuirea corecteaza calitatea suprafetelor conjugate ale dintilor si, corespunzator unei indepartari reduse de material, pata de contact a angrenajului.Tab. 5.1Jocul ntre flancuriledinilor n cazul angrenajelor coniceModulul [mm] 4 6 9 12 25Jocul ntre flancurile dinilor n planul normal [mm]0,10,15 0,150,200,200,300,300,400,500,75In figura 5.7 este prezentata constructia a doua transmisii principale simple cu angrenaje de roti dintate conice. Constructia din figura 5.7 a, pentru un autoturism cu punte rigida, are pinionul de atac 1 montat in consola prin rulmentii 2 direct in carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului si pozitionarea axialaaacestuiafatadecoroana16serealizeazaprinsaibele8, pieselefiind stransedepiulita5prinflansa6. prinflansa6, transmisiaprincipalaprimeste fluxuldeputereal motorului delatransmisialongitudinala. Etansarealagarului este asigurata de deflectoarele 7 si 9 si de inelul 4. coroana dintata 16 se fixeaza prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferentialului. Ansamblul de rulmenti 11 este fixat decarter prinintermediul semilagarelor 13. reglareacoroanei sefacecu ajutorul piulitelor 10, asigurateinpozitiareglatadesigurantelebasculante12. constructia din figura 5.7 b, asemanatoare constructiei de mai inainte, este destinata unui autoturism cu punte cu roti independente, cand transmisia principala impreuna cu diferentialul sunt dispuse pe masa suspendata a automobilului.Fig. 5.7 Tipuri constructive de transmisii principale cu angrenaje de roi dinate coniceDin categoria angrenajelor conice cu dantura curba fac parte si angrenajele hipoide(angrenajelehipoidecuaxegeometriceincrucisate, dispuse inplanuri diferite). In raport cu alte tipuri de angrenaje, angrenajele hipoide prezinta o serie de avantaje:- au capacitate mare de transmitere a efortului, datorita atat formei dintilor, cat si configuratiei geometrice a ansamblului, carepermite constructia unor lagare rigide;- metodeledeprelucrareexistentepermitobtinereaunuicontactliniarintre dinti, respectivposibilitateacontrolului lungimii petei decontact, ceeace aduce un plus de crestere a capacitatii portante;- datorita alunecarii intre dinti (in lungul dintelui), angrenajele hipoide functioneaza mai linistit decat angrenajele conice cu dinti curbi;- tehnologia de executie a rotilor hipoide este, in principiu, aceeasi ca si cea a rotilor conice cu dantura curba, prelucrarea facandu-se pe aceleasi utilaje.Lafolosirea angrenajelor hipoidetrebuie sa se tina seama de faptul ca prezentaalunecarii intredinti, mult mai marecalaangrenajeleconice, creeaza tendinta spre ouzura mai pronuntata de abraziune, decat la oboseala. Pentru aceasta sunt necesare masuri suplimentare legate de calitatea suprafetelor dintilor, careinacest caztrebuiesaaibaoduritatemai mare, iar pentruungeresase utilizeze uleiuri corespunzatoare unor presiuni de contact mari si viteze de alunecare sporite.Laangrenajelehipoide, figura5.8, axapinionului sepoategasi subaxa coroanei - deplasareaaxei pinionului fiindinsensul spirei coroanei (deplasare hipoida pozitiva infig. 5.8,a), sau deasupra axei pinionuluideplasarea axei pinionului fiindincontrasensul spirei coroanei (deplasare hipoida negative in fig.5.8,c). in figura 5.8 b este prezentat angrenajul conic echivalent.Fig. 5.8 Angrenaje hipoidea-deplasare pozitiv hipoid; b-angrenaj conic echivalent; c-deplasare hipoid negativIn legatura cu pozitia reciproca pinion-coroana se precizeaza ca la deplasarea hipoida pozitiva (+E), pasul frontal al pinionului va fi mai mare decat pasul frontal al coroanei, iar la deplasarea hipoida negativa (-E), pasul va fi mai mic. Corespunzator acestor doua situatii, diametrul pinionului va rezulta mai mare saumai micdecat al pinionului conicdereferinta(echivalent). Dinmotivede crestere a capacitatii portante a angrenajului pentru automobile, angrenajul hipoid se foloseste in toate cazurile in forma in care deplasarea aduce o marire a diametrului pinionului.Constructia unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentata in figura 5.9.Fig. 5.9 Transmisie principal cu angrenaj hipoidLa automobilele organizate dupa solutia ,,totul in spate, sau ,,totul in fata, cu motorul dispus longitudinal, transmisia principala si cutia de viteze sunt organizate intr-un carter comun (fig. 5.10), cu dispunerea transmisiei principale si a diferentialului intre carterul ambreiajului si cutia de viteze. La transmisia principala, compusa din pinionul 2 si coroana 3 a diferentialului, pinionul de atac 2, avand dimensiuni constructive apropiatede ale arborelui secundar 1 al cutiei de viteze, se executa corp comun cu acesta, in capatul arborelui.Fig. 5.10 Transmisie principal la automobile organizate totul pr o punte, cu motorul dispus longitudinalCand motorul este dispus transversal, transmisia principala este organizata subformaunuiangrenajderoticilindrice1si 2cuaxefixe(fig.5.11). pentru sporirea rigiditatii arborilor cutiei de viteze si pentru deplasarea carterului puntii motoare spre axa longitudinala a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se executa corp comun cu arborele secundar, in capatul din consola al arborelui secundar. Coroanacilindrica2adiferentialului, impreunacudiferentialul, sunt dispuse in carterul puntii, plasat in zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindricdeterminaforteaxialemult mai mici fatadeangrenajele conicesauhipoide, pentrurezemareacoroanei, prinlagarelediferentialului, se utilizeaza de regula rulmenti radiali axiali cu bile.La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru descarcarea rulmentilor arborelui secundar de fortele axiale din angrenajele cu dinti inclinati ale mecanismului reductor al cutiei devitezeseadoptapentrusensul inclinarii dintilor pinionului acelasi sens ca pentru rotile dintate din cutia de viteze. Fig. 5.11 Transmisie principal pentru dispunerea transversal a motorului5.2.2 Elemente de calculul transmisiei principaleCalculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare si verificare al angrenajelor de roti dintate, de dimensionare si verificare al arborilor si al rulmentilor.a)Determinareamomentuluidecalcul.Pentruautomobilelecuopunte motoare momentul de calculMcse considera momentul maxim al motoruluiMM, redus la angrenajul calculat prin relatia:Mc=MMicv1(5.1)in care: -icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze in prima treapta; - este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.Pentru automobile cu mai mult de o punte motoare, cand distributia momentului motor nu este precizata, momentul de calcul se determina prin reducerea la transmisia principala a momentului capabil la roti prin aderenta prin relatia:Mc=, ,0max ir Zd(5.2)unde : - Z este reactiunea dinamica normala la puntea calculate ; max=0,70,8 coeficientul de aderenta ;rd raza dinamica a rotii motoare; i0 raportul de transmitere al transmisiei principale; , , - randamentul transmisiei de la rotile motoare la angrenajul transmisiei principale calculate.b) Indicatii privind calculul de rezistenta si dimensionare al angrenajelor de roti dintate conice. Variatia inaltimii dintilor rotilor dintate conice determina o rigiditate variabila in lungul dintilor si, de aici, o distributie neuniforma a sarcinii.Experienta a confirmat ca in calculele de rezistenta se obtin rezultate satisfacatoare daca se considera rezistenta rotii conice egala cu rezistenta unei roti cilindrice avand urmatoarele caracteristici : diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al rotii conice in sectiunea medie a dintelui; modulul corespunzator modulului rotii conice in aceeasi sectiune; profilul dintilor corespunzator profilului dintilor rotii echivalente. Roata echivalenta se obtine prin desfasurarea conului mediu pe un plan. Numarul de dinti al rotilor echivalente ale angrenajului conic se determina cu relatiile :mechZZ 3111cos cos ; mechzZ 3222cos cos (5.3)n care : z1- este numarul de dinti ai pinionului de atac; z2 numarul de dinti ai coroanei; 1 si2 - unghiul conului de divizare a pinionului, respective al coroanei; m - unghiul mediu de inclinare al dintilor.Rotiledeinlocuirefiindelementeimaginaredecalcul, selucreazapentru numerele de dinti ai rotilor echivalente cu numerele fractionare rezultate din calcul. Pebazaacestorconsiderente, prinanalogiecurelatiiledecalcul stabilite pentru rotile dintate cilindrice, se poate efectua calculul de dimensionare si verificare la uzura a rotilor dintate conice.La angrenajele conice se standardizeaza modulul frontalmf, intre modulul frontal si modulul normal mediu determinat din asimilarea angrenajului conic cu unul cilindric existand relatia: 11sincos zb mmmnmedf+ (5.4)incarebestelatimeadelucruadanturii. Pentrulatimeadelucruadanturii se recomanda b = (68)mmed . Determinareadimensiunilorconformcalculului parametrilorgeometrici ai angrenajelor cu dinti in arc si cu inaltime variabila, presupune cunoasterea unor date initiale stabilite din conditii cinematice si constructive, dupa cum urmeaza:- numarul de dinti al pinionului si al coroanei (z1 si z2);- modulul frontal la diametrul mare (mf);- unghiul de inclinare al spirei dintelui pe cercul mediu (m);- unghiul de angrenare in sectiune normala (n).c) Indicatii privind calculul de rezistenta si dimensionare al angrenajelor hipoide. La angrenajele hipoide, pentru aceeasi valoare a razei medii de divizare a coroanei, exista un numar mare de variante ale angrenajului hipoid. Proiectantul trebuie sa determine grupul de angrenaje care satisfac conditia constructiva (z1, z2, Dd2siE), iar in final sa aleaga acel angrenaj la care raza de curbura a dintilor corespunde posibilitatilor de reglaj ale unui cap portcutite existentlamasinadedanturatsiuneivaloriaunghiului(unghiuldintreaxa cinematicasi axageometricaadanturii), corespunzatoaresculelorexistentesau posibil de realizat, bineinteles cu respectarea unghiurilor medii de inclinare med1 si med2, spre a mentine fortele ce actioneaza in lagare in jurul valorilor fortelor axiale din lagarele arborelui secundar datorate angrenajelor de roti dintate ce formeaza treptele cutiei de viteze. In aceste conditii dimensionarea rotilor componente solicita un numar mare de calcule, datorita necesitatii de a se calcula prin tatonari un numar mare de angrenaje, din care se alege unul corespunzator. Pentru aceasta, calculul se desfasoara prin metode iterative, dupa metode specifice dezvoltate in organe de masini. In aceste conditii, pentru predimensionarea transmisiilor principale simple cu angrenaje hipoide se prezinta o metoda simplificata de calcul, in care calculul de rezistenta al danturii hipoide se poate face dupa indicatiile de la angrenajele conice.Deplasarea hipoida Ese determina infunctie de diametrul de divizare exterior al coroanei (rotii conduse a angrenajului) cu relatia:E0,25Dd2(5.5)Daca Mc este momentul de calcul exprimat in Nm, diametrul de divizare Dd2 se apreciaza orientativ cu relatia: 32) 31 , 0 27 , 0 (c dM D (5.6)Latimea B a coroanei se determina cu relatia:2 231) 166 , 0 ... 125 , 0 ( G D Be (5.7)In care G2este lungimea maxima a generatoarei conului de divizare al rotii conduse. Valorileinferioaresealegpentrucoroanecudiametremari, iar cele superioare pentru coroane cu diametre mici.La angrenajele hipoide, in afara calculului indicat mai inainte, se face verificarea la incarcarea specifica pe 1cm de latime a coroanei cu relatia:22D bMKc(5.8)DacaMcs-a calculat cu relatia:'1 cv M ci M M, incarcarea specifica admisibila nu trebuie sa depaseasca 1150 MPa iar daca Mc s-a calculat cu relatia : ' '0max ir ZMdc, incarcarea specifica admisibila are valorile de 600...750 Mpa.d) Indicatii privind calculul de dimensionare si verificare al arborilor si lagarelor.Calculul arborilor transmisiilor principale cuprinde: determinarea schemei deincarcareaarborilor, calculul reactiunilor, calculul momentului de torsiune si incovoiere, determinarea diametrului si verificarea la rigiditate.Pentrucalculul fortelortransmiselaarboridecatrerotileinangrenarese considera forta normala de angrenare Fncare actioneaza la mijlocul dintilor (fig.5.12) cu cele trei componente: tangentiala Ft, radiala Fr si axiala FaLa danturi conice drepte, componenta radiala Fr actioneaza spre axa rotii, iar ceaaxialaFa,dinsprevarful conului dedivizarespreroata. Ladanturi conice inclinate sau curbe, functie de anumiti parametri geometrici, componentele Fr si Fa pot avea si sensuri negative.Pentru calculul reactiunilordin lagareledemontarein carterul transmisiei principale se utilizeaza relatii analoage celor stabilite la calculul reactiunilor din lagarele arborilor cutiilor de viteza.

Fig. 5.12 Forele din angrnajul conicCoeficientii y, functie de limita raportului R VFea (5.9) au valorile y= 0 pentru eVRFa< , si y=0,4ctg, pentru eVRFa> unde:Fa este forta axiala din arbore; R- rezultanta geometrica a reactiunilor Z si Y ; unghiulnominal de contact (unghiul dintre directia de actionare a sarcinii pe bile si un plan perpendicular pe axa rulmentului).Pentru verificarea rigiditatii transmisiei principale, se procedeaza ca la arborii din cutiile de viteze. Sagetile obtinute se compara cu limitele recomandate. Avandreactiuniledinlagare, sepoatefacecalculul pentrualegerearulmentilor dupa metoda folosita si la cutia de viteze.Tab. 5.2Relatii pentru calculul fortelor din angrenajele ortogonale de roti dintate Roata conducatoare(pinion);211dmctDMF c tgFFm nmta sin sin (cos1 1t );1 os); sin sin cos (cos1 1 1 m nmtrtgFF t n m dmcn mtnDM FF cos cos2cos cos11 Sensul de: Semnul folosit in relatie pentru:Inclinare a dintilorRotire a rotii Forta axiala Forta radialadreapta Sens orar(dreapta)+--dreapta Sens antiorar(stanga) +-- stanga Sens orar (dreapta)--+ stanga Sens antiorar(stanga) + --Roata condusa (coroana);222dmctDMF

); cos sin sin (cos2 2 m n nmtatgFF t ); sin sin cos (cos2 2 2 m nmtrtgFF t n m dmcn mtnDM FF cos cos2cos cos22 stanga Sens antiorar(stanga) -- +stanga Sens orar (dreapta)+-- dreapta Sens antiorar (stanga)+-- dreapta Sens orar (dreapta)--+5.3 DIFERENIALUL5.3.1 Necesitatea diferentialului ca mecanism al puntii motoareDiferentialul esteunmecanism, inclusinpunteamotoare, caredivizeaza fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principala in doua ramuri, transmise fiecare cate unei roti motoare, oferind totodata rotilor puntii posibilitatea, cainfunctiedeconditiileautopropulsarii, saseroteascacuvitezeunghiulare diferite. Principalele conditii de autopropulsare care impun rotilor sa se roteasca cu viteze unghiulare diferite sunt urmatoarele:- deplasarea pe traiectorii curbe, cand roata interioara curbei are de parcurs un spatiu mai mic decat roata exterioara curbei;- deplasarearectiliniepecai netede, candrotilepuntii audeparcursspatii egaleiarautomobilul, dindiversecauze, arerotilepuntiicurazeinegale; diferenta dintre raze poate fi datorata presiunii inegale din pneuri, repartizarii incarcaturii asimetric fata de axa longitudinala a automobilului, pneurilor la cele doua roti de simbol diferit, sau grad diferit de uzura;- deplasarea rectilinie pe cai cu denivelari cand, datorita distributiei aleatoare a denivelarilor sub forma de gropi si ridicaturi, rotile au de parcurs drumuri de lungimi diferite.In conditiile de mai sus, in lipsa diferentialului, in mecanismele puntii apar incarcari suplimentare subforma unui flux ,,parazitde putere.Pentru a evidentia functionarea diferentialului in figura 2.12a este prezentata o punte motoare care, dupa parcurgerea unui segment rectiliniu al traiectoriei, intra pe o portiune curba cu raza de virare R. pentru ca roata interioara 2 si exterioara 1, avand vitezele unghiulare de rotatie egale,, corespunzatoare segmentului rectiliniu si raze de rulare r0egale inainte de viraj, sa efectueze in viraj o rulare simpla, trebuiesa-si modificerazelederulare, pebazaelasticitatii pneului, in proportia data de relatia cinematic a virajului: 222121BRBRvvrrrr+ (5.10)in care : rr1 si rr2 sunt razele de rulare in viraj ale rotilor 1 si 2; B- ecartamentul puntii; v1 si v2- vitezele periferice ale rotilor puntii.DacaseadmitemodificarearazeiderularefunctiedefortalaroataFRsi coeficientul de elasticitate tangentiala al pneului K, liniara de forma: rr = r0 - k FR, razele de rulare ale rotilor in viraj vor fi:rr1 = ro1 - k FR1 ; rr2 = ro1 - k FR2, (5.11)unde: ro1si ro2sunt razele de rulare corespunzatoare fortelor tangentiale la rotile libere (roti conduse). Prin inlocuirea relatiilor de mai sus, in relatia cinematica a virajului, se obtin intre fortele la roata 1 (FR1), si la roata 2,(FR2), relatiile:

,_

++2 22 02 1BR KB rBRBRF FR R ;

,_

++2 22 01 2BR KB rBRBRF FR R ; (5.12) Fig. 5.13 Modelul plan al punii n virajConditia dinamica de autopropulsare pe traiectorie este determinata de bilantul de tractiune prin relatia:FR1+FR2=R, unde R este suma rezistentelor la inaintare.Prinrezolvareasistemului de ecuatiidemaisusseobtin pentru fortele la rotile 1 si 2, relatiile:1111]1

,_

+ 222 01BR KB rRRBRFR; 1111]1

,_

+ +222 02BR KB rRRBRFR ;(5.13)daca R 1, vitezele unghiulare ale rotilor planetare sunt:2 23255 3 1 3455 3 2 >+ + RRRR (5.17)iar pentru 1>2, vitezele unghiulare ale rotilor planetare sunt:2 23655 3 2 3255 3 1 >+ + RRRR(5.18)astfel incat cu cat se mareste viteza unghiulara a rotii planetare in avans, cu atat se reducevitezaunghiularaarotii intarziate.Pentruun automobil,cu ecartamentul puntii motoare B, care se deplaseaza cu viteza va pe o traiectorie curba cu raza de virare R, din conditia cinematica de virare se obtine:RBrvra (5.19)unde rr este raza medie de rulare a rotilor puntii.Din aceasta relatie se deduce ca diferenta vitezelor unghiulare ale rotilor este direct proportionala cu cresterea vitezei automobilului si a ecartamentului puntii si invers proportionala cu cresterea dimensiunilor radiale ale rotii si razei de virare;-oprirea brusca a elementului conducator al puntii motoare: la o asemenea oprire,care determina blocarea carcasei diferentialului (3=0), se obtine1=-2, adica rotile se vor roti cu viteze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. Aceasta situatie de functionare a diferentialului este deosebit de periculoasa daca apare in timpul deplasarii cu viteze mari, deoarece automobilul,pivotand in jurul puntii din spateisi pierdestabilitatea. Pentrupreintampinareaunei astfel desituatii, toate dispozitiveledefranarealeautomobiluluisuntplasate, fatadecircuitulfluxului puterii de autopropulsare, in aval de diferential;-deplasarea pe cai cu aderenta scazuta:aderenta scazuta a caii poate determinaca, la o anumita valoare a fortei la roata, una dintre roti sa inceapa sa patineze. Fenomenul patinarii rotii este echivalent cu reducerea vitezei de translatie a centrului rotii, roata tinzand sa ramana in urma celeilalte roti. Aceasta tendinta estecompensatadediferential, care, intrandinfunctiune, reduceturatiarotii in avans si osporestepeceaarotii incetinite. Compensareareducerii vitezei de translatiesepoatefacepanacandatingevaloareamaxima()max=23. la aceasta valoare a diferentei vitezelor unghiulare ale rotilor, acestea devin :1=23 si 2=0, cand roata antrenata de arborele 1 tinde sa patineze;2=23 si 1=0, cand roata antrenata de arborele 2 tinde sa patineze.Aceasta situatie, echivalenta fizic opririi rotii aflate in stare de aderenta si transmiterii intregului flux de putere catre roata care patineaza, determina pierderea capacitatii de autopropulsare a automobilului. Preintampinarea situatiei se face prin impiedicarea diferentialului de a functiona, lucru posibil de realizat prin blocarea diferentialului, cu sisteme mecanice de blocare, sau prin autoblocarea diferentialului prin generarea unor forte mari de frecare.b. Dinamica diferentialului.Daca momentul de torsiune al carcasei (M3), setransmiteprinaxaportsatelit farapierderi(cauzatedefrecare)satelitului din conditia de echilibru dinamic al satelitului, acesta este impartit in parti egale rotilor planetare 1 si 2, adica:231MMsi 232MM Cand 12, datorita vitezelor relative dintre elementele diferentialului, apar fortedefrecare, care, reduselaarborii planetari 1si 2, vor daunmoment de frecare Mf cu sens opus tendintei de modificare a vitezei unghiulare.Bilantul de putere al diferentialului este:22 13 3 2 2 1 1 + fM M M M (5.20)Luandinconsiderarerelatia:1-23+2=0, deducemrelatia22 13 +, astfel ca pentru 1>2 vom avea:02 232 231 1

,_

+ +

,_

f fM MMM MM (5.21)Deoarecevitezeleunghiularederotatiealerotilor puntii, 1si 2, sunt nenule, inseamna ca relatia de mai sus este adevarata cand:231fM MM;232fM MM+ (5.22)Cand 12 :223312ffM MM MMM+ (5.24)Din aceasta relatie se obtin, pentru momentele transmise arborilor planetari, expresiile:- pentru arborele intarziat:+13 1M M(5.25)- pentru arborele in avans: +13 2M M(5.26)-Se observa ca arborele planetar al rotii intarziate este cu atat mai incarcat fatadearboreleplanetaralrotiiinavans, cucatcoeficientuldeblocare,deci momentul de frecare Mf , este mai mare.Pentru ca diferentialul cu puterea de frecare22 1 f fM P sa-si indeplineasca rolul sau cinematic, trebuie ca puterea suplimentara (,,puterea parazita) sa fie mai mare decatPf. La diferentialele cu frecare interioara marita (mare), in cazul deplasarii pe cai bune, cand fluxul posibil de ,,putere parazita este mare, intotdeauna se realizeaza conditii de functionare cinematica a diferentialului. Ladeplasareapecai curezistentemari si cuaderentascazuta, cand,,putereaparazitaestemica, acestediferentialenuvor functiona, puntea comportandu-se ca o punte fara diferential. In acest fel se evita situatia patinarii totale a uneia dintre roti si a blocarii celeilalte.5.3.3 Constructia diferentialuluiInconstructia diferentialelor se distingmai multe solutii, grupate astfel (figura 5.15):Fig. 5.15 Clasificarea diferenialelorIn afara utilizarii diferentialului ca mecanism al puntii motoare, in constructia de automobile diferentialul se mai foloseste si ca mecanism divizor de flux la automobilele de tipul 4x4.Solutii constructivedediferentialecuroti dintateconice. Carcasa4a diferentialului, solidaradecoroanadintata2atransmisiei principale, seroteste datorita miscarii primite de la transmisia principala. In carcasa sunt dispusi satelitii 3 si 6 care angreneaza in permanenta cu doua roti planetare, fiecare comuna cu cate unul din arborii planetari 1 si 5. Fixarea satelitilor in carcasa se face prin boltul 7. Pentruaasiguraocentrarebunasi oangrenarecorectaasatelitilor curotile planetare, la constructia din figura 5.16 b suprafata frontala a satelitilor este sferica.Constructiv, functie de tipul si de destinatia automobilului, satelitii sunt in numar de2sau4, montati echidistant pecercul derostogolireal pinioanelor planetare. Prinacest montaj se asigura anularea sarcinilor radiale si se reduc dimensiunile rotilor dintate prinmarirea numarului de dinti aflati simultanin angrenare. Elementele componente ale unui diferential cu patru sateliti sunt prezentate in figura 5.17.Clasificarea diferenialelorDup caracteristicile cinematiceDup caracteristicile dinaiceSimpleBlocabileAutoblocabileSimetriceAsimetrice Fig. 5.16 Construcia diferenialului simplu cu roi dinate conice Fig. 5.17 Diferenial cu patru satelii i cu angrenaje cu roi conice Fig. 5.18 Diferenial cu roi dinate cilindriceIn figura 5.18 se reprezinta schema cinematica si constructia unui diferential simplu cu roti dintate cilindrice. Satelitii cilindrici 3 si 4, angrenati intre ei, sunt simultaninangrenare-primul 3curoataplanetara 1, iar al doilea 4curoata planetara 2. Elementul conducator al diferentialului este carcasa 5, care este antrenata de transmisia principala. Constructiv, aceste diferentiale sunt realizate cu 4 sau 6 sateliti montati pereche.Elementele de calculul diferentialuluiCalcululderezistentaaldiferentialelorcuprindecalcululrotilorplanetare, calculul satelitilor si al axelor satelitilor. Pentru calculul organologic este necesar sa se stabileasca, pe baza fluxului deputerecarecirculaprinelementelediferentialului, momenteledecalcul.In figura 5.19 este reprezentata schema fluxului de puteri intr-un diferential simetric cu roti dintate conice, cand